2. Определение допускаемых изгибных напряжений для колеса.

;

= 650 МПа;

S_F2= 1,75

N_FE2= = 41 ·10⁶;

Так как N_FE2 >N_FO2, следовательно,K_FL= 1

Тогда = 371 МПа

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

= 0,6 ·_b= 0,6·1500=900МПа

Расчет цилиндрической косозубой передачи

7. Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи.

1. Межосевое расстояние :

a^/_w=K_a· (U± 1) ·,

где: K_a=430 МПа^1/3

= 1,2

=b₂/a_w – коэффициент ширины колеса ГОСТ 2185-66

=0,315

a^/_w= 430 · (3,5+1) ·= 65 мм

по ГОСТ 2185-66 a_w=80 мм

2. Нормальный модуль

m_n=(0,01…0,02) ·a_w≥ 2 мм

m_n=(0,01…0,02) · 80 = (0,8 …1,6) мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m_n=2 мм

3. Определяем число зубьев шестерни задаваясь углом наклона зубьев β =10˚

Z₁=

Z₁=

Принимаем Z₁= 22,Z₂=U·Z₁= 3,5 · 22 = 60

4. Уточняем передаточное отношение

U_ф=Z₂/Z₁= 60 / 22 =3,5

5. Уточняем угол наклона зубьев

β =arccos

β =arccos=17,01^o

6. Определяем делительные диаметры

d₁ =m_n · Z₁ / cos β = 2 · 17 / cos 17,01^o =35,5 мм

d₂ =m_n · Z₂ / cos β = 2 · 60 / cos 17,01^o =124,5 мм

7. Проверка межосевого расстояния

a_w= 0,5 · (d₁₊d₂) =

a_w= 0,5 · (35,5₊124,5) = 80 мм

8. Определяем ширину зубчатых колес

b₂=ψ_ba·a_w= 0,315 · 80 = 25,2 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем b₂ = 28мм

b₁=b₂+ (5…8) = 36 мм

8. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи.

   1. Проверочный расчет по контактным напряжениям.

1. Расчетная проверка передачи на контактную выносливость зубьев

где:

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_M - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, МПа^1/2;

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

F_t– окружная скорость,H;

b₂– ширина колеса,b₂= 28мм;

К_Н– коэффициент нагрузки;

d₁– диаметр делительной окружности шестерни,d₁ =35,5 мм;

_min– минимальное допускаемое напряжение из двух,_min=₂= 832 МПа;

2. Определяем коэффициенты

Z_H=

где: α_w– угол зацепления;

При коэффициенте смещения инструмента х₁= х₂=0 угол зацепления α_wимеемZ_H=1,77 ·cosβ.

Z_H=1,77 ·cos17,01 = 1,7

Z_M =

где: Е_пр– приведенный модуль упругости;

μ – коэффициент Пуансона;

Е_пр= 2 · Е₁· Е₂/ (Е₁+ Е₂)

где: Е₁, Е₂- модули упругости материалов шестерни и колеса.

Для стальных колес имеем Е₁= Е₂= 2,1 · 10⁵МПа; μ = 0,3 , тогда

Z_M = 271 МПа^1/2;

Z_ε=

где: К_α– коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев ε_β

К_ε– принимается в зависимости от коэффициента осевого перекрытия ε_β.

ε_β=

К_α= ε_β== 1,57

ε_β =b₂·sinβ/ (π·m_n) = 28 ·sin17,01 / (π· 2) = 4,27, следовательно К_ε=0,95;

Z_ε= = 0,8

3. Окружная сила

F_t= 2 ·T₁ /d₁= 2 ·T₂/d₂

F_t= 2 82,9 / 0,124 = 1337H

4. Коэффициент нагрузки

K_H=K_Hβ·K_HV

где: К_Hβ– коэффициент концентрации нагрузки; К_HV- коэффициент динамичности нагрузки

К_Hβ= (1-χ) · К^о_Hβ+ χ

где: К^о_Hβ– коэффициент начальной концентрации нагрузки, по табл. 11.3.1 в зависимости отb₂/d₁

b₁/d₁= 28 / 35,5 = 0,8 , тогда К^о_Hβ= 1,13

χ = ∑ (T_i / T_ном) · (t_i / t) = (1 · 0,4 + 0,6 · 0,4 + 0,3 · 0,2) = 0,7

K_Hβ= (1 - 0,7) · 1,13 + 0,7 = 1,04

Находим окружную скорость VиK_HV,по табл. 11.3.3

V=π·d₁·n₁/ (60 · 1000) = 3,14 · 35,5 · 734,5 / (60 · 1000) = 1,4 м/с

K_HV= 1,004 , тогда

K_H= 1,04 · 1,004 = 1,04

= 604 МПа

= 604 МПа <_min= 832 МПа