Рассчитать закрытую не реверсивную цилиндрическую косозубую передачу по
ниже следующим данным:
N=95000 Вт=95 кВт; [pic]; [pic] [pic]
Принимаем предварительный коэффициент К=1,4 (зубчатые колёса расположенны
у середины пролёта, но нагрузки на разных концах валов могут дополнительно
изгибать валы).
Зная мощность цилиндрической косозубой передачи, мы можем найти момент на
зубчатом колесе.

[pic]
где [pic]
Теперь определяем передаточное число передатки:
[pic]
По ГОСТу 8032-56 принимаем передаточное число i=7,1
Так как материалы для шестерни и для зубчатого колеса не заданы нам, то
ма выбираем их в справочнике. Так для шестерни принимаем улучшенную сталь
40ХА с НВ285, которая имеет контактную прочность зуба [pic] и [pic]
Для зубчатого колеса принимаем улучшенную сталь 50, с твёрдостью НВ280 и
допускаемые напряжения [pic] [pic]
В справочнике по графику [pic] [pic]; [pic] [pic] (для материала зубчатого
колеса), и К=1,4 для косозубых колёс межосевое расстояние [pic]
Зная межосевое расстояние принимаю число зубьев шестерни [pic], далее
находим число зубьев зубчатого колеса. [pic].
Принимая число зубьев зубчатого колеса равное 170
После этого назначаю предварительно угол наклона зубьев [pic], тогда.
Далее беру значения [pic] и определяем нормальный модуль передач по
формуле:

[pic]

В соответствии ГОСТом 9563-60, принимаю нормальный модуль равный [pic]

Зная нормальный модуль, межосевого расстояния и числу зубьев шестерни

Угол наклона зубьев. [pic]

Тогда по таблице Брадиса находим, что [pic]
Однако, мы можем сделать другую последовательность расчёта.
По этому принимаю нормальный модуль по соотношению
[pic]

По ГОСТу 9563-60 можно принять нормальный модуль [pic]

Чтобы определить суммарное число зубьев назначу предварительно угол
наклона зубьев [pic]. Тогда [pic]. Остановимся предварительно на значении
равном [pic], тогда суммарное число зубьев [pic]. Отсюда следует, что число
зубьев шестерни равно:

[pic]

Следовательно принимаю число зубьев шестерни [pic]
Теперь определяю число зубьев колеса [pic]
Принимаю число зубьев колеса [pic]
Окончательное суммарное число зубьев
[pic]
Тогда значение [pic]; Угол наклона зубьев [pic]

После основных подсчётов, мы определяем размеры шестерни колеса, т.к. нам
известнымодуль и [pic]

[pic]

[pic]

Зная размеры шестерни колеса проверяем соблюдение условия:
[pic] т.е. в нашем случае [pic]

Теперь получаем другие размеры колеса и шестерни необходимые для
изготовления.

[pic]

[pic]

[pic]

[pic]
Зная коэффициент ширины колеса равные [pic] и межосевое расстояние, находим
ширину колеса:

[pic], а ширина шестерни в свою очередь: [pic]

Нам уже известно [pic] и [pic], поэтому мы можем определить окружную
скорость:

[pic]

В справочнике по таблице при данной скорости для косозубых зубьев
цилиндрической передачи мы можем принять [pic] степень точности, но для
уменьшения динамической нагрузки выбираем [pic] степень точности.
Так как мы предварительно принимали коэффициент ширины колеса, то теперь мы
его уточняем по таблице в справочнике в зависимости от того, что

[pic]
U [pic] степени точности, для колёс находим [pic]. Мы знаем [pic] и по
этому определяем [pic] по формуле [pic]
В справочнике по таблице для скорости 6,1 м/с при твёрдости до НВ350 для
восьмой степени точности находим [pic]
Нам уже известно, что [pic] и [pic], по этому находим окончательный
коэффициент нагрузки по формуле:

[pic]

Так как нам известны все значения для проверки расчётного контактного
напряжения, то это именно мы и выполним по формуле:

[pic]
После подстановки получаем

[pic]
Далее смотрим есть ли у нас перенапряжение:

[pic] что допустимо

Проверка прочности зубьев на изгиб

Для шестерни [pic]

Для колеса [pic]

Зная, что мы нашли [pic] и [pic] исходя из этого находим коэффициенты
формы зуба в справочнике.
Для [pic] коэффициент будет равен 0,404.
Для [pic] коэффициент будет равен 0,4881.
Так как мы нашли коэффициенты формы зуба, то теперь можем сделать
сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса.
[pic]
[pic]
Так же следует проверить на изгиб зубья колёса, т.к. их прочность ниже, чем
прочность шестерни;
Теперь находим расчётное напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса
по формуле:

[pic]

[pic] — коэффициент учитывающий повышенную нагрузочную способность
косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами за счёт увеличения
контактных линий. Для прямозубых колёс [pic], а для косозубых и конических
от 1,15 до 1,35