5 Расчет открытой цилиндрической передачи

Выбор материалов передачи

Принимаем те же материалы, что и в закрытой передаче.

Межосевое расстояние

,

где К_а = 49,5 – для прямозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,25 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 49,5(6,19+1)[481,5·10³·1,0/(391²·6,19²·0,25)]^1/3 = 246 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 250 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 6,8 – для прямозубых колес,

d₄ – делительный диаметр колеса,

d₄ = 2a_wu/(u+1) = 2·250·6,19/(6,19 +1) = 430 мм,

b₄ – ширина колеса

b₄ = ψ_baa_w = 0,25·250 = 63 мм.

m > 2·6,8·481,5·10³/430·63·186 = 1,58 мм,

в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30%, поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_w/m = 2·250/2,0 = 250

Число зубьев шестерни:

z₃ = z_c/(u+1) = 250/(6,19+1) =35

Число зубьев колеса:

z₄ = z_c – z₃ = 250 – 35 = 215

Фактическое передаточное число:

u = z₄/z₃ = 215/35 = 6,14.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₃+z₄)m/2 = (215+35)·2,0/2 = 250 мм.

делительные диаметры

d₃ = mz₁₃ = 2,0·35 = 70 мм,

d₄ = 2,0·215 = 430 мм,

диаметры выступов

d_a3 = d₃+2m = 70+2·2,0 = 74 мм

d_a4 = 430+2·2,0 = 434 мм

диаметры впадин

d_f3 = d₃ – 2,5m = 70 – 2,5·2,0 = 65 мм

d_f4 = 430 – 2,5·2,0 = 425 мм

ширина колеса

b₄ = _baa_w = 0,25·250 = 63 мм

ширина шестерни

b₃ = b₄ + 5 = 63+5 = 68 мм

Окружная скорость

v = ω₂d₃/2000 = 31,7·70/2000 = 1,11 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t2 = 2T₂/d₃ = 2·83,8·10³/70 = 2394 H

- радиальная

F_r2 = F_t2tg = 2394tg20º = 872 H

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1 – для прямозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 436[2394(6,14+1)1,0·1,0·1,04/(430·63)]^1/2 = 353 МПа.

Недогрузка (391 – 353)100/391 = 9,6% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F4 = Y_F4Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F4 – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – для прямозубых колес,

K_Fα = 1,0 – для прямозубых колес,

K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,10 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₃ = 35 → Y_F3 = 3,75,

при z₄ = 215 → Y_F4 = 3,62.

σ_F4 = 3,62·1,0·2394·1,0·1,0·1,10/2,0·63 = 76 МПа < [σ]_F4

σ_F3 = σ_F4Y_F3/Y_F4 = 76·3,75/3,62 = 78 МПа < [σ]_F3.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении конической передачи

окружная

F_t1 = F_t2 = 1222 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = 254 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = 978 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·27,8^1/2 = 527 Н

Консольные силы действующие на тихоходный вал

- окружная

F_t2 = 2394 H

- радиальная

F_r2 = 872 H

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов конического редуктора