К задаче 119.

Последовательность решения задачи:

1. Определить вращающие моменты на валу шестерни Т₁ = 10³P₁/ω₁ и на валу колеса Т₂ = Т₁ uη, где Р₁ — в кВт; Т₁, Т₂ — в Н∙м, принять КПД открытой цилиндрической передачи η = 0,95.

2. Для для заданной марки стали принять для шестерни термо­обработку — улучшение поковки и закалку ТВЧ до твердости на по­верхности зубьев HRC 45...56 (см. таблицу материалов Приложение 1); для коле­са — улучшение поковки при НВ₂ = 269...302 (НВ_2ср = 285). Рекомен­дуется НВ_1ср—НВ_2ср= 60...80. Иметь в виду 1HRC = 10HB.

3. Допускаемые контактные напряжения определить отдельно для материала шестерни и материала колеса [σ_но]₁ = (14 HRC_1ср + + 170) Н/мм² и [σ_но]₂= =(1,8НВ_2ср +67) Н/мм² и затем [σ_н]₁ = К_HL[σ_но]₁ и [σ_н]₂ = К_HL[σ_но]₂. Коэффициент долговечности K_HL = 1. Допускаемые контактные напряжения можно также определять по формулам:

[σ_H]₁= σ_H01K_HL/[s_H] и [σ_H]₂= σ_H02K_HL/[s_H], где σ_H01 = 2НВ_1ср + 70 и σ_H02= 2НВ_2ср + +70— пределы контактной выносливости мате­риалов шестерни и колеса; [s_H] = =1,1 —требуемый коэффициент без­опасности для нормализованной и улучшенной стали.

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при­нять среднее допускаемое контактное напряжение [σ_н] = 0,45([σ_н]₁ + [σ_н]₂) Н/мм². При этом необходимо проверить условие [σ_н] ≤ 1,23 [σ_н]₂. Если это условие не выполняется, то за допускаемое напряжение принять [σ_н] = 1,23 [σ_н]₂.

4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни при базовом числе циклов напряжений N_FO принять равным [σ_FО]₁= 31O Н/мм², а для колеса [σ_FО]₂ определить по формуле: [σ_FО]₂= 1,03 НВ_2ср

Определить допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса [σ_F]₁=K_fl[σ_FО]₁ и [σ_F]₂=K_fl[σ_FО]₂.

Коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов, при­нять K_FL = 1.

5. Принять расчетные коэффициенты.

Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния Ψ_а = b₂/а_ω выбрать из стандарт­ного ряда с учетом консольного расположения колес относительно опор по Приложению 2. Вычислить коэффициент ширины венца колеса относительно делитель­ного диаметра шестерни Ψ_d=b₂/d₁=0,5Ψ_а(u+1). Принять значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине кон­такта зубьев К_Hβ = 1.

6. Определить межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев: ,

где а_ω — в мм; Т₂ — в Н∙мм; [σ_н] — в Н/мм². Полученную величину а_ω округлить до стандартного значения нормальных линейных размеров в мм по ГОСТ Приложение 10.

7. Определить предварительные размеры колеса: делительный диаметр d₂ = 2a_ωu/(u + 1); ширина венца b₂ = Ψ_aa_ω.

8. Определить нормальный модуль зубьев из условия обеспече­ния их равной контактной и изгибной прочности по формуле m≥2K_mT₂/(d₂b₂[σ_F]),

где К_m = 5,8 для косозубой передачи, m, d₂ и Ь₂ — в мм; Т₂ — в Н∙мм; допускаемое напряжение на изгиб для материала колеса [σ_F] = [σ_F]₂ - в Н/мм².

9. Вычислить минимальный угол наклона зубь­ев: sin β_min=4m'/ b₂. Угол β_min определить по таблице с точностью до минуты. Суммарное число зубьев передачи z_Σ=2а_ωcosβ_min /m'; z_Σ – принимается целое число. Фактический угол наклона зубьев: cos β= m'z_Σ /2а_ω и определить угол β по таблице с точностью до минуты. Угол β допускается в пределах 8...18°. Определить число зубьев шестерни и колеса z₁=z_Σ/(u+1) и z₂ = z_Σ - z₁ (z₁ и z₂ — целые числа).

10. Определить фактическое передаточное число передачи u' = z₂/z₁. Отклонение от заданного, оно равно (u- u')/ u, допускается до ±2,5 %.

11. Определить основные геометрические размеры шестерни и колеса: диаметры делительных окружностей d₁ = mz₁/cosβ; d₂ = mz₂/cosβ с точностью до 0,01 мм; фактическое межосевое расстояние a'_ω=(d₁+ d₂)/2; диаметры вершин зубьев d_а1 = d₁ + 2m и d_a2 = d₂ + 2m; ширину венца колеса b₂ = Ψ_aa_ω и шестерни b₁ = b₂ + (2...5) мм.

12. Определить силы в зацеплении косозубых колес:

окружную силу F_t = 2Т₂/d₂;

радиальную силу F_r = F_t tg α_ω/cosβ;

осевую силу F_а= F_t tg β.

Силы Ft ,F_r и F_а — в Н; Т₂ — Н∙мм; d₂ — в мм; угол α_ω = 20°.

13.Определить окружную скорость зубчатых колес v = ω₁d₁/2, м/с и назначить степень точности их изготовления по Приложению 4.

14.Уточнить коэффициент ширины венца колеса Ψ_d=b₂/d₁ и при­нять коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба К_Нβ в зависимости от коэффициента ширины венца Ψ_d по Приложению 6.

Принять коэффициенты динамической нагрузки K_Hv и К _Fv по Приложению 7.

15.Определить фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию

где Ft — в Н; d₁ и b₂ — в мм; σ_н —в Н/мм². Допускается недогрузка передачи σ_н < [σ_н] до 10% или перегрузка σ_н > [σ_н] на 5%. Если эти условия не выполняются, то надо изменить ширину венца колеса b₂, а затем повторить определение расчетного контактного напряжения σ_н.

16. Вычислить эквивалентное число зубьев шестерни и колес

По величинам z_v1 и z_v2 выбрать коэффициен­ты формы зуба шестерни Y_F1 и колеса Y_F2 (по Приложению 12). Промежуточные значения Y_FI и Y_F2 вычислить интерполированием.

17. Проверить прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб

Сде­лать вывод. Коэффициент неравномерности нагрузки K_Fβ принять по Приложению 5 (см. п. 17 задачи 118).

Задача 120. Рассчитать открытую коническую прямозубую передачу винтового транспортера (см. рис. 2), если мощность на валу шестер­ни Р₁ и угловая скорость вала ω₁. Передаточное число передачи u. Нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной при длительной работе передачи. Данные своего варианта принять по табл. 10.

Таблица 10

Данные для расчёта	Варианты
	03	19	25	35	46	54	62	78	90	94
Р1, кВт	3,8	4,5	4,2	3,5	2,8	2,5	5	5,2	4	5,5
ω1, рад/с	36	40	30	25	22	34	45	50	42	35
u	2,2	2,5	3	2	2,6	1,8	2,8	3,5	2	2,4
Марка стали шестерни и колеса	45	40Х	40Х	35ХМ	35ХМ	45	40ХН	45	45	45ХН
Термообработка	Улучшение