3. Расчёт цилиндрической косозубой передачи

   1. Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи

Межосевое расстояние

.

K_a = 430 МПа .

K_H = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

_ba = 0,25 (коэффициент ширины колеса).

65 мм.

По ГОСТ 2185-66 выбираем большее ближайшее рекомендуемое межосевое расстояние

а = 80 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

m_n = (0,01…0,02)·а_ 2 мм.

m_n = (0,01…0,02)·80 = (0.8…1.6) мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль m = 2, так как для силовых передач m 2 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса, задаваясь предварительным углом наклона зубьев

Число зубьев шестерни

.

z₁ = 22.5 =16.

Принимаем z₁ = 22.

Тогда число зубьев колеса

z₂ = u·z₁ = 2.5·22 = 55.

4. Уточняем угол наклона зубьев

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d₁ = m_n ·z₁/cos( )=45,71 мм.

d₂ = m_n ·z₂/cos( )=114,29 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

а_ = 0,5·(d₁+d₂) = a .

а_ = 0,5·(45.71+114.29) = 80 мм. = а = 80 мм.

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b₂ = _ba·a_ = 0,25·80 = 20 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения

b₂ = 20 мм.

Ширину шестерни назначим на (5…8) мм больше

b₁ = b₂+(5…8) = 20+(5…8) = (25…28) мм принимаем

b₁ = 25 мм.

2. . Проверочный расчёт цилиндрической косозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

1. Проверка передачи на контактную выносливость

.

Z_H= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

_ = 20 (угол зацепления).

Z_H =1,7.

Z_M = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс).

(приведенный модуль упругости).

E₁ = E₂ =2,1·10⁵ МПа.

E_пр= 2,1·10⁵ МПа.

 = 0,3 (коэффициент Пуассона).

Z_M = 271 МПа .

Z_ = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

=1,61 (коэффициент торцевого перекрытия).

=1,12 (осевое перекрытие).

.Тогда

Z_ =

(окружная сила).

F_t = =416 Н.

K_H = K_А· K_H·K_HV (коэффициент нагрузки).

K_H – коэффициент концентрации нагрузки.

K – коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается по рекомендации [1, с. 16] в зависимости от .

 K = 1,08.

При непостоянной нагрузке K_H = (1- ) ·K +

= 1=1·0,7+0,7·0,3=0,91

K_H = (1-0,91) ∙1,08+0,91= 1,01.

Определяем K_HV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V = 2,39 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности как наиболее распространенную в общем редукторостроении. По рекомендации [1, с. 17] находим

K_HV = 1,08.

K_H = 1,5·1,01·1,08 = 1,64.

_H = 386,7 МПа.

_H = 386,7 < [_H]_min = 445 МПа.

Недогрузка передачи составляет

_H = <[_H]=(12…15)%

2. Проверка передачи на изгибную выносливость

(условие работоспособности на изгиб для косозубых колёс).

С достаточной степенью точности можно считать, что K_F = K_H, а K_FV = K_HV.

Y_F (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента

Эквивалентное число зубьев

x (x₁ = x₂ = 0) по рекомендации [1, с. 19]

Y_F1 = 3,9; Y_F2 = 3,62.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

=1 (Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления.) Тогда

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально.

<

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

_F1 = МПа.

_F1 = 23,4МПа < [_F]₁ = 151 МПа.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

_H =386,7 МПа, , =1260 МПа

_{H max} = МПа < [_H]_max = 1260 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

_{F max} = 51,48 < [_F]_max = 360 МПа.

Следовательно, объёмная пластическая деформация будет отсутствовать.