Определяем допускаемые напряжения

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность:

для шестерни:

для колеса:

где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа.

При термообработке – нормализация или улучшении:

для шестерни: = 2·HB + 70

= 2·260 + 70 =590 МПа

для колеса: = 2·НВ +70

= 2·195 +70 =460 МПа

SH – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес

с однородной структурой материала ( термообработка – нормализация, улучшение, закалка):

SH = 1,1 ;

KH L - коэффициент долговечности, примем KH L = 1,0 для длительно работающих передач.

МПа

МПа

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

для шестерни:

для колеса:

где -предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа

При термообработке – нормализация или улучшение

для шестерни: = 1,75·НВ1

Для колеса = 1,75·НВ2

SF – коэффициент безопасности; SF =1,5;

KFL – коэффициент долговечности, для длительно работающих передач

принимаем KFL = 1,0;

KFC – коэффициент реверсивности; принимаем KFC = 1,0 при непрерывной подаче.

МПа

МПа

5.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности:

где Ka – коэффициент: для косозубых передач Ka = 430;

U – передаточное число;

T2 – вращающий момент на валу колеса, Н·м;

- коэффициент ширины зубчатого венца;

= в2 /aw , принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор (подшипников). При симметричном расположении

=0,4;

КНВ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубчатых колес КНВ = 1,0;

мм

Принимаем aw=160мм ГОСТ 2185-66

Определяем модуль зубьев

mn = (0,01…0,02)· aw

mn= 1,6…3,2

По ГОСТ 9563-60

mn = 2

Определяем суммарное число зубьев

где β - угол наклона зубьев, β=16Å

=154

Определяем число зубьев шестерни

принимаем Z1 = 26

Определяем число зубьев колеса

Z2= Z -Z1

Z2=154-26=128

Определяем фактическое передаточное число

UФ = Z1 /Z2

UФ = 128/26=4,92

отклонение ∆= (Uр- UФ)·100 ٪/ UФ =1,6 ٪ ≤ 4 ٪

Отклонение в пределах допустимого.

Определяем диаметр делительной окружности

d1 = mn · Z1 /cosβ= 2·26/0.961 = 54.1 мм

принимаем d1 = 54 мм

d2 = mn · Z2/cosβ = 2·128/0,961 = 266,38 мм

принимаем d2 = 266 мм

Определяем диаметр окружности вершин

da = d+2·mn

для шестерни: da 1 = d1+2·mn

da = 54+4= 58 мм

для колеса: da = d2+2·mn

da = 266 +4=270 мм

Определим диаметр окружности впадин зубьев

df = d- 2,5·mn

Для шестерни

df 1 = d- 2,5·mn

df 1= 54- 2,5·2 = 49 мм

Для колеса

df 2= d- 2,5·mn

df 2 = 266- 2,5·2= 261 мм

Определим ширину зубчатого венца

Для колеса

b2 = ψва · aw =0.4·160=64 мм, принимаем 65 мм

Для шестерни

b1 = b2 + 5 мм = 65 +5 = 70 мм

Определяем окружную скорость

u 1 = w 1 ·d1 /2 = 100,48 · 54·10-3 /2 = 2,7 м/с

Определяем силы в зацеплении

Рисунок 9: Схема сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче

Окружные: Ft 1 = Ft 2 = 2·T1 /d1

Ft 1 = 2·59,76/54·10-3 = 2,213 · 10 3 =2213 Н

Радиальное

Fr1 = Fr2=Ft · tg aW

aW=20Å

Fr1 = Fr2= 2213-tg20=805,5 Н