5. Расчет открытой зубчатой передачи

u = i_о.з.п. = 2

T₂ = 166.5 Н·м

P₂ = 6,36 кВт

ω₂ = 38,2 с ^-1

T₃ = 315,8 Н·м

P₃ = 6 кВт

ω₃ = 19 с ^-1

Рис. 3 – Кинематическая схема

открытой зубчатой передачи

1. Выбор материала колес

Принимаем более дешевую сталь колес – сталь 45 (как у закрытой передачи), При этом:

a_W = 49,5 · (2 + 1) · = 182 мм (8)

Конструктивно увеличиваем межосевое расстояние По ГОСТ 2185 – 66

a_W = 200 мм

Геометрические параметры передачи

m_n = (0,01 … 0,01)a_w = (0,01…0,02)200 = (2…4) (9)

выравниваем его по ГОСТ 9563 – 60*: m_n = 2 мм [1] с. 36

2) Суммарное число зубьев:

z_Σ = = = 200 (10)

3) Число зубьев шестерни:

z₁ = = = 67 >17(минимальное число зубьев для шестерни); (11)

z₂ = z_Σ – z₁ = 200 - 67 = 133. (12)

Уточняем передаточное число:

u = = = 1,99 (13)

Δ = = 0,7 % <3% допустимо

4) Делительные диаметры:

d₁ = mz₁ = 2·67 = 134 мм (14)

d₂ = mz₂ = 2·133 = 266 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = m(z₁ +2) = 2·(67 + 2) = 138 мм (15)

d_a2 = m(z₂ +2) = 2·(133 + 2) = 270 мм

Диаметры впадин зубьев:

d_f1 = m(z₁ – 2,5) = 2·(67 – 2,5) = 129 мм (16)

d_f2 = m(z₂ – 2,5) = 2·(133 – 2,5) = 261 мм

Уточняем межосевое расстояние:

а_W = = = 200 мм,

5) Ширина колес:

b₂ = a_W · ψ_ba = 200 · 0,25 = 50 мм (17)

b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм

4. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям: [1] с. 31

где K_H = K_Hα · K_Hβ · K_Hυ = 1 · 1,1 · 1,1 = 1,21 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hα = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки;

K_Hβ = 1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; [1] с. 32, табл. 3.1

K_Hυ = 1,1 (так как υ = ω₁ = 38,2 · = 2,6 м/с,

Назначаем 8-ю степень точности колес

σ_H = = 352 МПа ≤ [σ_H] = 410 МПа (18)

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется.

ψ_bd = = = 0,37

5. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

1) Допускаемое напряжение изгиба: [1] с. 43

[σ_F] = , (19)

где = 1,8 НВ – предел выносливости при нулевом цикле;

[S_F] = 1,75 – коэффициент безопасности.

= 1,8 · 230 = 415 Мпа

= 1,8 · 200 = 360 Мпа

[σ_F]₁ = = = 237 МПа

[σ_F]₂ = = = 206 МПа

2) проверочный расчет на изгиб: [1] с. 41

σ_F = ≤ [σ_F], (20)

где F_t – тангенциальная нагрузка;

K_F – коэффициент нагрузки;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба.

F_t = = = 2485 Н

Выбираем коэффициент Y_F по ГОСТ 21354 -75:

Y_F1 = 3,61 (по z₁ = 67)

Y_F2 = 3,6 (по z₂ = 133)

= = 65,7 МПа

= = 57 МПа

65,7 > 57, поэтому расчет производим по коэффициенту. [1] с. 42

K_F = K_Fβ · K_Fυ ,

где K_Fβ = 1,04 - коэффициент концентрации нагрузки;

K_Fυ = 1,25 – коэффициент динамичности. [1] с. 43, табл. 3.7

K_F = 1,04 · 1,25 = 1,3

σ_F2 = = = 116,3 МПа < [σ_F]₂ =206 МПа

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

6. Выбор и расчет муфты

Выбираем муфту упругую втулочно пальцевую типа МУВП [1]с.277 таким образом, чтобы было возможно соединение валов редуктора и двигателя. За счет упругих элементов 1 муфта компенсирует возможные удары.

Рис.5.Муфта типа МУВП

Таблица 3.

Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ21424 – 75 (исполнение 1)

[T], Нм	d, мм	D, мм	l, мм	L, мм	b, мм	D1 мм	nmax, мин-1
250	42, 40	140	82, 110	197	5	100	3600

Т.к. [T] = 250 Нм > Т_дв = 90,2 Нм , проверять пальцы, соединяющие полумуфты на срез нет необходимости. Муфта работает с большим запасом.