2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи

2.1. Проектировочный расчёт закрытой зубчатой передачи на контактную выносливость

Задачей данного раздела является определение всех размеров косозубой цилиндрической передачи. Так как основным видом разрушения является усталостное выкрашивание, критерием расчета является контактная выносливость.

Найдем межосевое расстояние по формуле:

где – межосевое расстояние, мм;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

– допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

– коэффициент относительной ширины зубчатого венца,

для стальных косозубых колёс,

– передаточное отношение закрытой зубчатой передачи

– вращающий момент на колесе

Таблица 3

Рекомендуемые значения

Расположение колеса относительно опор	Твердость рабочих поверхностей зубьев
		HB2>350
Симметричное	0,8 – 1,4	0,4 – 0,9
Несимметричное	0,6 – 1,2	0,3 – 0,6
Консольное	0,3 – 0,4	0,2 – 0,25

В соответствии с рекомендованными значениями, выбираем коэффициент ширины колеса

По графику (рис. 8.15 Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991. 393 с.: ил.)

для схемы V выбираем коэффициент

Рис 8.15 (ИВАНОВ М.Н. ДЕТАЛИ МАШИН)

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса определяют при проектировочном расчете по формуле:

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, Н/мм²;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности.

Вычисляем предел контактной выносливости при базовом числе циклов для шестерни:

Вычисляем предел контактной выносливости при базовом числе циклов для колеса:

Коэффициент долговечности, в общем случае, вычисляется по формуле:

где – базовое число циклов нагружения; (определяется по графику в зависимости от твердости шестерни и колеса )

– эквивалентное число циклов.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле:

L = 4100 ч

Так как

Считаем коэффициент долговечности:

Вычислим численное значение допускаемого контактного напряжения шестерни по формуле:

Для косозубых колес допускаемое напряжение равно:

где и – допускаемые контактные напряжение соответственно для шестерни и колеса, МПа.

Проверка расчётов осуществляется следующим соотношением:

Допускаемое напряжение принимается равным

Рассчитаем межосевое расстояние:

Принимаем .

Определим модуль передачи по формуле:

где – модуль передачи.

Среднее значение модуля

Значение модуля передачи выбирают из стандартного ряда.

Ряд модулей ГОСТ 9563 – 80

Ряды	Модуль, мм
1-й 2-й	1; 1,25; 1,5; 2;2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22

Выбираем

Число зубьев шестерни определяют по формуле:

где – суммарное число зубьев;

– угол наклона зуба, град.

Предварительно принимают угол наклона зубьев. Для косозубых передач он обычно находится в пределах от 8 до 20^о. Выбираем =17 , т.к. эти значения обеспечивают двухпарность зацепления.

Число зубьев колеса округляют до целого.

Подставляя численные значения в формулу, найдем число зубьев шестерни:

Принимаем

Найдём количество зубьев колеса:

Принимаем

Уточним угол , определив его по формуле:

Далее определяем длительные диаметры шестерни и колеса по формуле:

Подставляя число зубьев шестерни, вычисляем делительный диаметр шестерни:

Подставляя число зубьев колеса, вычисляем делительный диаметр колеса:

Проверка:

Зная делительный диаметр, можно найти диаметр вершин по формуле:

Подставляя численные значения в формулу, вычисляем диаметр вершин шестерни:

Подставляя численные значения в формулу, вычисляем диаметр вершин колеса:

Зная делительный диаметр, можем найти диаметр впадин по формуле:

Подставляя численные значения в формулу, вычисляем диаметр впадин шестерни:

Подставляя численные значения в формулу, вычисляем диаметр впадин колеса:

Определим ширину зубьев колеса по формуле:

Принимаем

Для компенсации погрешностей изготовления и сборки ширину шестерни принимают на 5 мм шире, чем колесо:

Результаты всех вычислений сведены в табл. 2.

Таблица 2

Результаты проектировочного расчёта

	,мм	, мм		z	d,мм	,мм	,мм	,мм
Шестерня	160	2		33				60
Колесо				122	252			55