2. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

   1. Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости.

По условию твердость шестерен НВ=300. Возьмём сталь 40ХН, термическая обработка – улучшение [1,стр. 34,табл.3.3].

Так как в задании нет особых требований к твердости зубчатых колес, выберем материал со средним механическими характеристиками – сталь 40Х; термическая обработка – улучшение, твердость НВ = 270.

Допускаемые контактные напряжения:

, [1, стр. 33]

где _Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

_Hlimb =2HB+70 [1, стр. 34, табл. 3.2.]

К_HL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; [1, стр. 33].

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1.10 [1, стр. 33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое напряжение равно:

[_н] = 0.45 ([_н1] +[_н2]).

Для шестерни

[_н1] = (2*300+70)*1/1,1 = 609.1МПа

Для колеса

[_н2] = (2*270+70)*1/1,1 = 554,5 МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[_н] = 0,45*(609.1+554,5) = 523.62МПа.

Требуемое условие контактной выносливости [_н]1,23[_н2] – выполняется.

Коэффициент К_Нβ для симметричного расположения колес относительно опор принимаем равным: К_Нβ=1,1 [1, стр. 32, табл. 3.1]

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_ва = b/a_w = 0.4

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

, [1, стр. 32]

где для косозубых колес К_а = 43 [1, стр. 32]

Т_II – вращающий момент на валу колеса 2.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = 140 мм [1, стр. 36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.010.02)*a_w

m_n = (0.010.02)*140 = 1.42.8 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм [1, стр. 36]

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 13^о и определим числа зубьев шестерни и колеса: [1, стр. 36]

Принимаем z₁ = 24, тогда z₂ = z₁*i₁₂ = 24*4.6 = 110.2

Принимаем z₂ = 110

Уточним

Уточним угол .

. Тогда:

- делительный диаметр шестерни.

- делительный диаметр колеса.

Проверка:

Диаметры вершин зубьев: [1, стр. 294]

d_a1=d₁+2m_n=50.15+2*2=54.15мм

d_a2=d₂+2m_n=229.85+2*2=233.85мм

Определим ширину шестерни и колеса:

,

.

Результаты всех вычислений сведены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.

	aw,мм	mn, мм	Z	d, мм	dа, мм	b, мм
Шестерня	140	2	24	50.15	54.15	56
Колесо			110	229.85	233.85	61

2.2. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Задачей данного пункта является проверка условия контактной выносливости зубьев. Основным видом разрушения зубьев является усталостное выкрашивание.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81. При этом К_HV=1,001,05. [1, стр. 32].

K_H= K_H* K_H* K_HV [1, стр.32]

Для симметричного расположения колес, твердости НВ<350 и при _bd=1.035 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца K_H=1,045;

При V=3.75 м/с и 8-ой степени точности коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями K_H=1,07 [2, стр.149, табл.8.7.];

Для косозубых колес при V < 5 м/с динамический коэффициент K_HV=1,0[1, стр.40, табл.3.6.];

Таким образом, К_Н=1,045*1,07*1,0=1,118.

Проверка контактных напряжений:

; [1, стр.31]

.

Условие контактной выносливости зубьев выполнено.