Проектный расчёт цилиндрической передачи.

1.Межосевое расстояние:

,

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

ψ_ba = 0,20 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 49,5(5,75+1)[462,8·10³·1,0/(417²·5,75²·0,20)]^1/3 = 246 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 а_w = 250 мм.

2.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) = 2·250·5,75/(5,75 +1) = 426 мм,

b₄ – ширина колеса

b₄ = ψ_baa_w = 0,20·250 = 50 мм.

m > 2·6,8·462,8·10³/426·50·199 = 1,48 мм,

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

3.Угол наклона зубьев β = 0°, т.к. передача прямозубая

4. Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_w/m = 2·250/2,0 = 250

5. Число зубьев шестерни:

z₃ = z_c/(u+1) = 250/(5,75+1) =37

6. Число зубьев колеса:

z₄ = z_c – z₃ = 250 – 37 = 213

7. Фактическое передаточное число:

u = z₄/z₃ = 213/37 = 5,77.

8. Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₃+z₄)m/2 = (213+37)·2,0/2 = 250 мм.

9.Основные геометрические параметры передачи:

- делительные диаметры:

d₃ = mz₁₃ = 2,0·37 = 74 мм,

d₄ = 2,0·213 = 426 мм,

- диаметры выступов:

d_a3 = d₃+2m = 74+2·2,0 = 78 мм

d_a4 = 426+2·2,0 = 430 мм

- диаметры впадин:

d_f3 = d₃ – 2,5m = 74 – 2,5·2,0 = 69 мм

d_f4 = 426 – 2,5·2,0 = 421 мм

- ширина венца колеса:

b₄ = _baa_w = 0,20·250 = 50 мм

- ширина венца шестерни:

b₃ = b₄ + 5 = 50+5 = 55 мм

Проверочный расчёт цилиндрической передачи.

Окружная скорость:

v = ω₂d₃/2000 = 35,5·74/2000 = 1,31 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении:

- окружная:

F_t2 = 2T₂/d₃ = 2·86,6·10³/74 = 2341 H

- радиальная:

F_r2 = F_t2tg = 2341tg20º = 852 H

10. Проверка межосевого расстояния:

a_w = (d₃+d₄)/2 = (74+426)/2 = 250 мм.

11.Проверка контактных напряжений:

,

где К = 436 – для прямозубых колес ,

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[2341(5,77+1)1,0·1,0·1,04/(426·50)]^1/2 = 384 МПа.

Недогрузка (417 – 384)100/417 = 7,9% допустимо 10%.

12. Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса:

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 = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₃ = 37 → Y_F3 = 3,77,

при z₄ = 213 → Y_F4 = 3,62.

σ_F4 = 3,62·1,0·2341·1,0·1,0·1,13/2,0·50 = 96 МПа < [σ]_F4

σ_F3 = σ_F4Y_F3/Y_F4 = 96·3,77/3,62 = 99 МПа < [σ]_F3.

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

4. Подбор соединительной муфты.

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой:

Т_р = kТ₁ = 1,5·32,3 = 48 Н·м < [T]

где k = 1,5– коэффициент режима нагрузки

Условие выполняется.

По ГОСТ 14084-76 выбираем муфту упругую со звёздочкой с размерами:

63-28-1-28-1-У3

Диаметр под вал двигателя: d₁=28мм;

Диаметр под входной вал редуктора: d=28мм,

Внешний диаметр: D=85 мм;

Длина: L=112 мм;

Длина участка под посадку вала: l=40 мм;

Радиальное смещение осей валов: Δr ≤ 0,2 мм;

Угловое смещение осей валов: Δγ ≤ 1̊ 30`;

Расчёт размера шпоночного паза

мм, при мм

мм

Высота шпонки мм из ГОСТ 23360-78

Длина шпонки по ГОСТу мм

Выбираем звёздочку:

Эскиз муфты упругой со звёздочкой 63-28-1-28-1-У3