2.5 Расчёт косозубой тихоходной зубчатой передачи

Коэффициент К_Нβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев, К_Нβ = 1,04.

Коэффициент ширины зубчатого колеса пи симметричном расположении колес относительно опор, _а=0.4…0.5, выбираем _а=0,4

Межосевое расстояние из условия контактной прочности

где К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи 495МПа;

u – передаточное число;

Т₂ – номинальный крутящий момент на колесе, Нм;

По ГОСТу выбираем ближайшее значение а_wб=160 мм

Нормальный модуль

,

принимаем m_nб=2,5 мм, в соответствии со стандартными рядами.

Определяем суммарное число зубьев передачи

Полученное число зубьев округляется до ближайшего целого числа

Рассчитываем число зубьев шестерни и колеса

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры

Проверка:

диаметры вершин зубьев

диаметры впадин

ширина колеса

Торцевая степень перекрытия

Окружная скорость

выбираем 8 степень точности передачи.

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и изгибной прочности определяем коэффициент нагрузки

К_Н=1.00, К_Н= 1.04, К_Нv=1.05;

К_F=1.00, К_F= 1.09, К_Fv=1.10.

,

.

Проверка по контактным напряжениям

,

где Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес Z_E=190;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев в полюсе зацепления при =0⁰ Z_Н=2,50;

Z_ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

F_t – окружное усилие

Рассчитываем контактные напряжения

Проверка:

Проверка по усталостным напряжениям изгиба

,

где Y_R – коэффициент шероховатости переходной кривой у основания зуба, для фрезерованных зубьев Y_R=1.0;

Y_x – коэффициент, учитывающий размеры зуба при m_n<5 Y_x=1.0;

Y_A – коэффициент, учитывающий реверсивность, при нереверсивной работе Y_A=1.0,

Y_ – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений

Y_N – коэффициент долговечности

,

где N_Flim – базовое число циклов, для стали N_Flim=4·10⁶,

m – показатель степени кривой выносливости равняется m=6 (для улучшенных)

N_FE – эквивалентное число циклов нагружения

где е_F – коэффициент эквивалентности е_F = 0,645

Коэффициент запаса прочности

S_F=1.7.

Предел выносливости зуба по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение на изгиб

,

Рабочее напряжение изгиба определяется отдельно для шестерни и колеса

,

где Y_FS – коэффициент формы зуба

,

где х – коэффициент смещения х₁=0.48, х₂=-0,48.

, ;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, для прямозубых передач Y_ε = 1

Рабочее напряжение определяется для каждого зубчатого колеса или того у чего меньше отношение

, .

Дальнейшую проверку проводим для шестерни, так как для нее меньше.

Проверяем зуб шестерни:

Проверка на контактную статическую прочность

,

где T_max – определяется по графику нагрузок T_max=1.3T

для шестерни

для колеса

Проверка на изгибную статическую прочность

для шестерни

для колеса

где _Т – предел текучести _Т=650МПа для шестерни и _Т=600МПа для колеса