4. Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи

Проектировочный расчет выполняем по ГОСТ 21354-75, в следующей последовательности.

1) Находим межосевое расстояние:

где К_a – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3.

Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа^1/3;

U – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора: ;

Т_{2 ном} – номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм: Нм;

К_H' – ориентировочное значение коэффициента концентрации контактных напряжений по площади контакта зубьев взаимодействующих колес, определяется по графикам К_H'=1.2;

, коэффициент относительной ширины зубьев колес, величину которого регламентирует ГОСТ 2185 – 66:

где b_w – рабочая ширина зубчатых венцов колес;

a_w – межосевое расстояние передачи;

_HР – расчетное значение допускаемых контактных напряжений, МПа.

_HР=554,55 МПа.

Определяем межосевое расстояние:

Тогда согласно ГОСТ 2185-66 принимаем межосевое расстояние равным: .

2) Рабочая ширина зубчатого венца колеса:

.

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни:

.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения, получаем: ;

3) Назначаем величину нормальн ого модуля зубьев колес по рекомендуемым [5, c. 156] соотношениям:

Согласно ГОСТ 9563-80 принимаем .

4)Определим число зубьев шестерни:

 – угол наклона зубьев, принимаемый в первом приближении для косозубых передач 10...12: .

.

Принимаем =23

Определяем число зубьев колеса: .

Принимаем

Получаем:

5)Определяем фактическое передаточное число :

Допускается отклонения ±4%.

6) Уточняем значение делительного угла наклона зубьев:

.

Найденное значение угла  должно лежать в рекомендуемом пределе 8...20.

7) Определяем делительные диаметры:

шестерни: ;

колеса: .

8) Проверка межосевого расстояния:

, стандартное =100мм

5. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи

5.1. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность

(Проверочный расчет передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75)

1. Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид:

, где

Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Z_M – коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов зубьев сопряженных зубчатых колес, МПа^1/2

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

F_{t ном} – номинальное значение окружного усилия передачи равно:

U – фактическое передаточное число рассчитываемой ступени редуктора;

b₂ – ширина колеса, мм.

d₁ – делительный диаметр зубьев шестерни, мм.

К_H – коэффициент нагрузки зубьев контактными напряжениями

- минимальное допускаемое напряжение из 2, и , МПа.

2. Определяем коэффициента.

, где -угол наклона зубьев; -угол зацепления.

При коэффициенте смещения инструмента имеем , угол зацепления , имеем .

В нашем случае

, где -приведенный модуль упругости;

-коэффициент Пуассона;

, здесь -модули упругости материалов шестерни и колеса.

Для пары стальных колес имеем МПа; , тогда

, где -коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев в косозубых передачах.

Значение принимается в зависимости от коэффициента осевого перекрытия

.

, Следовательно =0,9.

Находим , ;

В нашем случае: ,

Тогда .

3. Окружная сила

, где и - крутящие моменты на шестерне и колесе соответственно.

Имеем:

, Принимаем .

4. Коэффициент нагрузки

, где -коэффициент внешней динамической нагрузки; -коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки.

Определяем коэффициент концентрации нагрузки .

Для прирабатывающихся колес(хотя бы одно из колес имеет твердость Н <350 НВ, обычно Н₂ <350 НВ) коэффициент концентрации нагрузки. При переменной нагрузке, по таблице «Значение начального коэффициента концентрации нагрузке =(1-Ҳ) Ҳ, где

-коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираемый по таблице в зависимости от и расположения шестерни относительно опор ее вала;Ҳ- коэффициент учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колес.

Ҳ=∑(Т_i/T_ном)(t_i/t)

здесь Т_i - крутящий момент на i-й ступени блока нагружения; t_i-время действия крутящего момента i-й ступени блока нагружения; Т_ном - номи­нальный момент; t - срок службы передачи.

В нашем случае имеем прирабатывающиеся колеса, работающие при пе­ременной нагрузке: , тогда по таблице К⁰_Нβ=1,14

Определяем коэффициент динамической нагрузки .

Значение коэффициента принимаются по табл. в зависимости от расположения зубьев колес, окружной скорости колес, твердости рабочих поверхностей зубьев, степени точности передачи.

Степень точности передачи выбирается в зависимости от окружной скорости колес и наличия особых требований к передачи; к уровню шума, точности вращения и т.п.

Находим окружную скорость:

V – окружная скорость колес, ^м/_с, вычисляется по формуле:

,

При таком значении скорости принимаем 8-ую степень точность. Тогда

Допускаемые напряжения и определены. Т.о. имеем:

Недогрузка передачи составляет:

.