3.2 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи.

Определим межосевое расстояние а.

Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:

, (11)

где Т₄ =1129133 - вращающий момент на валу колеса Н∙мм;

- коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес = 1;

- коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор = 0,4;

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_зп ;

- допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния:

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора : 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.

Поэтому принимаем а = 224 мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна:

0,4∙224 = 89,6 мм, 1,12∙90= 100 мм.

Значения и округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 90 мм; b₂ = 100 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m'= (0,01...0,02) ∙ а = (0,01…0,02) ∙200=2…4 мм.

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно

1,0мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные значения модуля. Выбираем модуль m = 3 мм.

. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения:

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения:

Полученные значения и округляют до ближайшего целого значения =149 и =25. После этого вычисляем число зубьев колеса:

= - =149-25 = 124.

Таким образом, Z₂ = 124 и Z₁ = 25.

Уточним фактическое передаточное число передачи:

U_ф = / =124/25 = 4,96. Отклонение фактического передаточного числа составляет:

Допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности:

где - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₁ = V₂, рассчитываемой по зависимости:

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81 . Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с -8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с- 7-я степень точности.

По данным рассматриваемого примера этой скорости соответствует 9-я степень точности. Определим значение коэффициента по таблице с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент =1,5

Допускаемая недогрузка передачи ( <[ ]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( >[ ] )- до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b₂ или межосевое расстояние а, и повторить расчет передачи.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит:

что меньше 15%, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения:

Для рассматриваемого примера расчета передачи:

Определим другие геометрические размеры колес