К задаче 118
Последовательность решения задачи:
1. Определить вращающие моменты на валу шестерни Т1 = 103P1/ω1 и на валу колеса Т2 = Т1 uη, где Р1 — в кВт; Т1, Т2 — в Н∙м, принять КПД открытой цилиндрической передачи η = 0,95.
2. Для заданной марки стали и термообработки зубчатых колес выбрать значения твердости и предела текучести НВ1ср, НВ2ср, σт1 и σт2 по Приложению 1. Рекомендуется предусмотреть разность в твердости зубьев шестерни и колес в пределах НВ1ср = НВ2ср + (20...30).
3. Определить допускаемое контактное напряжение, Н/мм2, принимаем по материалу колеса как менее прочного по сравнению с прочностью материала шестерни по формуле [σн] = KHL[σно]2, где [σно]2 — допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев Nно. Значение [σно]2 определить по формуле [σН0]2 = 1,8 НВ2ср + 67. Коэффициент долговечности KHL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи, принять при длительной работе равным единице, т. е. KHL = 1.
Допускаемое контактное напряжение можно определить также по формуле [σн] = σноKHL/[sн], где σно = σно2 = 2 НВ2ср + 70 — предел контактной выносливости по материалу колеса. Требуемый коэффициент безопасности принять [sH] =1,1 как для нормализованной и улучшенной стали.
4. Определить допускаемые напряжения изгиба для материала
шестерни и колеса [σF]1=Kfl[σFО]1 и [σF]2=Kfl[σFО]2, где [σFО]1 и [σFО]2 -допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса при базовом числе циклов напряжений NF0, которые определяют по формулам
[σFО]1= 1,03 НВ1ср и [σFО]2= 1,03 НВ2ср.
Коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов, принять KFL = 1.
Допускаемое напряжение изгиба можно определить для материала шестерни [σF]1= (σF01/[sF])KFL и материала колеса [σF]2= (σF02/[sF])KFL, где σF01 и σF02— пределы выносливости зубьев излому определяют по формуле σF0 = 1,8НВср. Требуемый коэффициент безопасности принять [sF] = 1,75, как для зубчатых колес, изготовленных из поковок и штамповок.
5. Принять расчетные коэффициенты.
Коэффициент ширины венца тносительно межосевого расстояния Ψа = b2/аω выбрать из стандартного ряда с учетом консольного расположения колес относительно опор по Приложению 2.
Вычислить коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2/d1=0,5Ψа(u+1). Принять значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев КHβ = 1.
6. Определить межосевое расстояние передачи из условия контактной усталости рабочих поверхностей зубьев
где aω — в мм; Т2 — в Н∙мм; [σн] = [σн]2 — в Н/мм2.
Полученную величину aω округлить до стандартного значения нормальных линейных размеров в мм по ГОСТ 6636—69 по Приложению 10.
7. Определить предварительные размеры колеса:
делительный диаметр d2 = 2aωu/(u + 1);
ширина венца b2 = Ψaaω.
8. Определить модуль зубьев из условия обеспечения их равной
контактной и изгибной прочности по формуле
,
где m — в мм; Т2 — в Н∙мм; d2 и b2 — в мм допускаемое напряжение зубьев на изгиб [σF] = [σF]2 — в Н/мм.2 Для прямозубых передач вспомогательный коэффициент Km = 6,8.
Расчетный модуль m необходимо увеличить на 30 % из-за повышенного изнашивания зубьев открытой передачи, т. е. m' = 1,3m. Полученное значение модуля m' округлить в большую сторону по ГОСТ 9563—60 и СТ СЭВ310—76 по Приложению 3. Принимать m' <1,5 мм в силовых передачах не рекомендуется.
9. 
Определить суммарное число зубьев и число зубьев шестерни и
колеса: zΣ=2аω/m'; тогда z1=zΣ/(u+1) и z2 = zΣ - z1; z1 и z2 должны быть целые числа.
10. Определить фактическое передаточное число передачи u' = z2/z1. Отклонение от заданного, оно равно (u- u'/ u), допускается до ±2,5 %.
11. Определить основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей шестерни и колеса d1 = mz1; d2 = mz2 (с точностью до 0,01 мм);
проверить межосевое расстояние a'ω = (d1 + d2)/2;
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1 = d1 + 2m; da2 = d2 + 2m;
ширина венцов: колеса b2 = Ψaaω; шестерни b1 = b2 + (2...5) мм.
12. Определить силы в зацеплении колес:
окружную силу Ft = 2Т2/d2;
радиальную силу Fr = Ft tg αω; Ft и Fr — в Н; Т2 — Н∙мм; d2 — в мм; αω = 20°.
13. Определить окружную скорость зубчатых колес v = ω1d1/2, м/с и назначить степень точности их изготовления по Приложению 4.
14. Уточнить коэффициент ширины венца колеса Ψd=b2/d1 и принять коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба КНβ в зависимости от коэффициента ширины венца Ψd по Приложению 6. Принять коэффициенты динамической нагрузки KHv и К Fv по Приложению 7.
15. Определить фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию 
где Ft — в Н; d1 и b2 — в мм; σн —в Н/мм2. Допускается недогрузка передачи σн < [σн] до 10% или перегрузка σн > [σн] на 5%. Если эти условия не выполняются, то надо изменить ширину венца колеса b2, а затем повторить определение расчетного контактного напряжения σн.
16. По величине z1 и z2 выбрать коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса Y F2 по Приложению 12. Промежуточные значения YFI и YF2 вычислить интерполированием.
17. Проверить прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам
Сделать вывод. Коэффициент неравномерности нагрузки KFβ принять по Приложению 5.
Задача 119.Рассчитать открытую цилиндрическую косозубую передачу привода конвейера (рис. 9), если мощность на валу шестерни P1 и угловая скорость вала ω1. Передаточное число передачи u. Нагрузка нереверсивная, постоянная при длительной работе передачи. Данные своего варианта принять по табл. 9.
| Рис. 9 (к задачам 119, 125): 1 — клиноременная передача; 2 —редуктор; 3 — открытая косозубая передача; 4 — конвейер |
Таблица 9