2. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи.

2.1 Исходные данные к расчету

u = 5 – передаточное число косозубой передачи редуктора

Т₂= 320,69 (н.м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора

n₁= 1430 об/мин – чистота вращения ведущего вала редуктора

сталь 12ХН2 - материал изготовления зубчатых колес передачи

2.2 Определи контактное допускаемое напряжение

2.3 Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

принимаю из таблицы ГОСИ 2185-66

назначаю a_w = 100мм

В проектном расчете К_нβ = 1,25 – коэффициент распределения по ширине зубчатого венца колеса имеет ориентировочное значение при НВ>350 для симметрично расположенных колес относительно опор.

Ψ_ва= 0,25 – коэффициент ширины зубчатого венца выбирают из ГОСТ 2185-66

2.4 Выбираем модуль зацепления по эмпирическим зависимостям:

m_n = (0,01…0,02) · a_w – для улучшенных колес при НВ ≤ 350,

m_n = (0,016…0,0315) ∙ a_w – при твердости HRC ≥ 45 для зубьев шестерни и колеса.

при HRC ≥ 45 имеют m_n = (0,015…0,0315) ∙ 100 = (1,6…3,15); принимаю по таблице ГОСТ 9563-66 нормальный модуль m_n = 1,75мм, лучше принять 2мм.

2.5 Назначаем предварительный угол линии наклона зуба.

Из рекомендуемого интервала β = 8^о…15^о (cos 10^o = 0,985)

принимаю β = 10^о

6. Определяем суммарное число зубьев [1, с.36, ф.3.12]

зубьев, принимаю

Z_ =100зубьев

6. Определим число зубьев шестерни и колеса [1,с.37, ф.3.13]

зубьев – для шестерни

Z₂ = Z_ - Z₁ = 112 – 19 = 93 зуба – для колеса

6. Уточним передаточное число

6. Уточняем угол наклона зуба [1, с.37, ф.3.16]

;

_уточ = 11,5 = 1130 (cos1130 = 0,98)

6. Определим геометрические размеры зубчатых звеньев :

- колеса

мм диаметр делительной окружности

d_a2 = d₂ + 2 h_a = 166,1 + 2  m_n = 169,6 мм – диаметр окружности  вершин зубьев колеса

d_f2 = d₂ – 2  1,25  1,75 = 166,1 – 2,5  1,75 = 161,7 мм – диаметр окружности впадин зубьев колеса

b₂ = _ва  а_w = 0,25  100 = 25 мм – ширина зубчатого венца колеса .

Рисунок 3 Шестерня

• шестерни выполняются в двух исполнениях :

а) съемная шестерня выполняется отдельно от вала

– диаметр делительной окружности шестерни

d_a1 = d₁ + 2 h_a = 33,9 + 2  1,75 = 37,4 мм – диаметр окружности по вершинам зубьев шестерни

d_f1 = d₁ – 2 h_f = 33,9 – 2 1,25  m_n = 33,9 – 2,5  1,75 = 29,5 мм – диаметр окружности впадин зубьев шестерни

b₁ = b₂ + (5…10) = 25 + 5 = 30 мм – ширина(длина) зубчатого венца шестерни.

б) (вал – шестерня выполняется за одно целое с валом)

2.11 Уточняем межосевое расстояние

мм

2.12 Проверяем контактную выносливость боковой поверхности зубьев

где К_н = К_нβ · К_н · К_нυ = 1,08 · 1,05 · 1 = 1,13 – уточненный коэффициент нагрузки.

К_нβ = 1,05 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса

К_нα = 1,08 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависит от степени точности изготовления колес и окружной скорости

При ν < 10м/с рекомендуют принимать степень точности изготовления колес 8

К_нυ = 1 – коэффициент динамической нагрузки, зависит от скорости V и точности изготовления колес для косозубой цилиндрической К_нυ= 1

2.13 Составим расчетную схему нагрузок, действующих на валы редуктора.

Для этого мысленно разъединим зубчатые колеса и покажем нагрузки на каждое звено отдельно (рис. 4)

2.14 Определим силы, действующие в зацеплении зубьев

– окружная сила всегда действует по касательной к делительной окружности, причем окружная сила на шестерне F_t1 направлена навстречу ω₁, а окружная сила на колесе F_t2 совпадает с направлением ω_2.

- радиальная сила, действует всегда к центрам зубчатых колес.

– осевая сила всегда параллельна оси вала, а её направление зависит от угла  и ω.

Рисунок 4 Схема усилий действующих на валы редуктора.

Таблица1

Сводная таблица параметров закрытой косозубой

передачи редуктора.

Наименование звена	aw (мм)	d (мм)	в (мм)	mn (мм)	ha (мм	hf (мм)	ут	Ft (н)	Fr (н)	Fa (н)
шестерня	100	33,9	28	1,75	1,75	2.2	1130	3942	1464	800
колесо		166,1	25