К задаче 119
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 для заданной марки стали принять для шестерни термообработку — улучшение поковки и закалку ТВЧ до твердости на поверхности зубьев HRC 45...56 (см. таблицу материалов Приложение 1); для колеса — улучшение поковки при НВ2 = 269...302 (НВ2ср = 285). Рекомендуется НВ1ср—НВ2ср= 60...80. Иметь в виду 1HRC = 10HB.
3. Допускаемые контактные напряжения определить отдельно для материала шестерни и материала колеса [σно]1 = (14 HRC1ср + + 170) Н/мм2 и [σно]2= =(1,8НВ2ср +67) Н/мм2 и затем [σн]1 = КHL[σно]1 и [σн]2 = КHL[σно]2. Коэффициент долговечности KHL = 1. Допускаемые контактные напряжения можно также определять по формулам:
[σH]1= σH01KHL/[sH] и [σH]2= σH02KHL/[sH], где σH01 = 2НВ1ср + 70 и σH02= 2НВ2ср + +70— пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса; [sH] = =1,1 —требуемый коэффициент безопасности для нормализованной и улучшенной стали.
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принять среднее допускаемое контактное напряжение [σн] = 0,45([σн]1 + [σн]2) Н/мм2. При этом необходимо проверить условие [σн] ≤ 1,23 [σн]2. Если это условие не выполняется, то за допускаемое напряжение принять [σн] = 1,23 [σн]2.
4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни при базовом числе циклов напряжений NFO принять равным [σFО]1= 31O Н/мм2, а для колеса [σFО]2 определить по формуле: [σFО]2= 1,03 НВ2ср
Определить допускаемые напряжения изгиба для материала
шестерни и колеса [σF]1=Kfl[σFО]1 и [σF]2=Kfl[σFО]2.
Коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов, принять KFL = 1.
5. Принять расчетные коэффициенты.
Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния Ψа = b2/аω выбрать из стандартного ряда с учетом консольного расположения колес относительно опор поПриложению2.
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 прочности рабочих поверхностей зубьев: 
,
где аω — в мм; Т2 — в Н∙мм; [σн] — в Н/мм2. Полученную величину аω округлить до стандартного значения нормальных линейных размеров в мм по ГОСТ Приложение 10.
7. Определить предварительные размеры колеса:
делительный диаметр d2 = 2aωu/(u + 1);
ширина венца b2 = Ψaaω.
8. Определить нормальный модуль зубьев из условия обеспечения их равной контактной и изгибной прочности по формуле m≥2KmT2/(d2b2[σF]),
где Кm = 5,8 для косозубой передачи, m, d2 и Ь2 — в мм; Т2 — в Н∙мм; допускаемое напряжение на изгиб для материала колеса [σF] = [σF]2 - в Н/мм2.
9. Вычислить минимальный угол наклона зубьев: sin βmin=4m'/ b2. Угол βmin определить по таблице с точностью до минуты. Суммарное число зубьев передачи zΣ=2аωcosβmin /m'; zΣ – принимается целое число. Фактический угол наклона зубьев: cos β= m'zΣ /2аω и определить угол β по таблице с точностью до минуты. Угол β допускается в пределах 8...18°. Определить число зубьев шестерни и колеса z1=zΣ/(u+1) и z2 = zΣ - z1 (z1 и z2 — 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 шестерни и колеса: диаметры делительных окружностей d1 = mz1/cosβ; d2 = mz2/cosβ с точностью до 0,01 мм; фактическое межосевое расстояние a'ω=(d1+ d2)/2; диаметры вершин зубьев dа1 = d1 + 2m и da2 = d2 + 2m; ширину венца колеса b2 = Ψaaω и шестерни b1 = b2 + (2...5) мм.
12. Определить силы в зацеплении косозубых колес:
окружную силу Ft = 2Т2/d2;
радиальную силу Fr = Ft tg αω/cosβ;
осевую силу Fа= Ft tg β.
Силы Ft ,Fr и Fа — в Н; Т2 — Н∙мм; d2 — в мм; угол 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. Вычислить эквивалентное число зубьев шестерни и колес 
По величинам zv1 и zv2 выбрать коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2 (по Приложению 12). Промежуточные значения YFI и YF2 вычислить интерполированием.
17. Проверить прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб 
Сделать вывод. Коэффициент неравномерности нагрузки KFβ принять по Приложению 5 (см. п. 17 задачи 118).
Задача 120.Рассчитать открытую коническую прямозубую передачу винтового транспортера (см. рис. 2), если мощность на валу шестерни Р1 и угловая скорость вала ω1. Передаточное число передачи u. Нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной при длительной работе передачи. Данные своего варианта принять по табл. 10.
Таблица 10