4. Расчет зубчатой косозубой передачи.

Расчет зубчатой косозубой передачи производится на быстроходной ступени.

Исходные данные:

n₁=364,2 мин^-1; Т₁=76,6Н*м; U_б=3,94.

Передача нереверсивная, косозубая, срок службы 30000 часов.

1. Материал для изготовления зубчатых колес.

Материал Сталь 45, твердость:

УН1=220 НВ шестерня

УН2=200 НВ колесо.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение:

[σ_н]= (σ_нlimb/S_h)*K_hl

,где K_hl=1,S_h=1.

σ_нlimb1=2*220+70=510 МПа,

σ_нlimb2=2*200+70=470 МПа.

[σ_н1]= σ_нlimb1/S_H*K_HL=464 МПа

[σ_н2]= σ_нlimb2/S_H*K_HL 427 МПа.

,где S_H- коэффициент безопасности(равен 1.1); K_HL-коэффициент долговечности(равен 1).

[σ_н]=0,45*([σ_н1]+[σ_н2])=0.45(464+427)=400.1Мпа

[σ_н]=1,23*[σ_н2]=525,21Мпа

Принимаем наименьшее из значений: [σ_н]=400,1Мпа

Допускаемое напряжение изгиба:

K_fc=1(одностороннее воздействие); K_FL=1(коэффициент долговечности); S_F=1.8(коэффициент безопасности при изгибе);предел выносливости зубьев равен 1.8 МПа.

МПа.

МПа.

Межосевое расстояние быстроходной ступени 100мм.

3. Выбираем модуль зацепления:

m_n=0.02*a_wб=0,02*100=2.

K_Hβ=1.27; K_Fβ=1.57.

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем угол β=10°

5. Определяем фактический угол наклона зубьев.

6. Определяем число зубьев шестерни.

Округляем до целого: 20.

7. Определяем число зубьев колеса.

8. Определяем фактическое передаточное число.

9. Определяем геометрические размеры шестерни и колеса.

-делительные диаметры:

d₁=m_n*Z₁/cos(β)=2*20/0,98=40,8 мм

d₂=m_n*Z₂/сos(β)=2*78/0,98=159,2 мм

-диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2*m_n=40,8+2*2=44,8 мм

d_a2=d₂+2*m_n=159,2+2*2=163,2 мм

-диаметры впадин:

d_f1=d₁-2.5*m_n=40,8-2.5*2=35,8 мм

d_f2=d₂-2.5*m_n=159,2-2.5*2=154,2 мм

-ширина венцов:

b₂=ψ_ba*a_w=0.4*100=40 мм

b1=b2+5=40+5=45 мм

10. Определяем окружную скорость зубчатых колес

=0.777 м/с

Принимаем класс точности –9

11. Определяем силы действующие в зацеплении

-окружные

Н

-радиальные

Н

-осевые

Н

12. Определяем коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения и характер нагрузки в зависимости от окружной скорости и степени точности.

K_Hα=1.13; K_Hβ=1.3; K_Fα=1.35; K_HV=1.01; K_FV=1.04;

13. Определяем фактическое контактное напряжение

Н

,где K_hα=1,13(учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями), K_hβ­­=1.27(учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба), K_hv=1.01(учитывает динамическую нагрузку), K_a`=376.

14. Проверяем передачу на перегрузку.

Передача недогружена на 1,7%, что удовлетворяет условиям задания.

15. Определяем фактическое напряжение изгиба.

Фактическое напряжение изгиба определяется для того колеса, у которого отношение [σ_F]/Y_F окажется меньше.

[σ_F1]/Y_F1<[σ_F2]/Y_F2 (220/3,98<200/3,60).

Y_β=1-β/140=1-11.48/140=0.918

Z_V1=z₁/cos³(β)=20/cos³ (11.48)=21.25

Z_V2= z₂/cos³(β)=78/cos³ (11.48)=82.87

Y_F1=3.98; Y_F2=3.60

Н

,где K_Fα-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; K_Fυ- коэффициент динамической нагрузки; Y_β- коэффициент учитывающий наклон зубьев; Y_F- коэффициент формы зуба.

15