5 Расчет открытой конической передачи

Выбор материалов передачи

Принимаем те же материалы, что и в закрытой передаче.

Внешний делительный диаметр колеса

,

где K_Hβ = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес

= 1,0 – коэффициент вида конических колес (колеса прямозубые)

d_e2 = 165[(796,210³1,05,05)/(1,0·401² )]^1/3= 482 мм

Принимаем по ГОСТ 6636–69 d_e2 = 480 мм [1c.312]

Углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 5,05  ₁ = 11,20°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 11,20° = 78,80^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 480/(2sin78,80°) =244 мм,

b = y_bRR_e

где y_bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса

b = 0,285×244 = 70 мм

Внешний окружной модуль

m_e = 14T₂K_Fβ /( _Fd_e2b[σ]_F

где _F = 0,85 – для колес с прямыми зубьями,

К_Fβ = 1,0 – для колес с прямыми зубьями

m_e = 14·796,2·10³·1,0/(0,85·480·70·199) = 1,96 мм.

В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого принимаем m_e = 2,50 мм.

Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_e = 480/2,50 = 192

z₁ = z₂/u₁ = 192/5,05 = 38

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ = 192/38 = 5,05

отклонение 0%

Действительные углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 5,05  ₁ = 11,20°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 11,20° = 78,80^o.

По таблице 4.6 [1c.68] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_е1 = 0,28; х_е2 = -0,28

Диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_ez₁ = 2,50·38 = 95,0 мм

Диаметры вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 2(1+x_е1)m_ecos δ₁ = 95,0 +2(1+0,28)2,50·cos11,20° =101,28 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1–x_е2)m_ecos δ₂ = 480+2(1+0,28)2,50·cos78,80° =480,50 мм

Диаметры впадин зубьев

d_ae1 = d_e1–2(1,2–x_е1)m_ecos δ₁ = 95,0–2(1,2–0,28)2,50cos11,20°= 90,48 мм

d_ae2 = d_e2 – 2(1,2+x_е2)m_ecos δ₂ = 480–2(1,2–0,28)2,50cos78,80° =479,64 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·95,0 = 81,42 мм

d₂ ≈ 0,857d_e2 = 0,857·480 = 411,36 мм

Силы действующие в зацеплении:

окружная

F_t3 = F_t4 = 2T₃/d₂ = 2×796,2×10³/411,36 = 3871 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r3 = F_a4 = 0,36F_tcosδ₁ = 0.36·3871cos11,20° = 1367 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a3= F_r4 = 0,36F_tsinδ₁ = 0,36·3871·sin11,20° = 271 H

Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₁/210³ = 15,9·81,42/210³ = 0,65 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,0×1,04·1,0 =1,04

K_Hα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hβ = 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,04 – динамический коэффициент [1c62]

σ_Н = 470{38711,04[(5,05²+1)]^1/2/(1,0·70480)}^1/2 = 369 МПа

Недогрузка (401 – 369)100/401= 7,9 %

Допускаемая недогрузка 10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_e)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/cosd

z_v1 = 38/cos11,20° = 38.7 → Y_F1 = 3,73

z_v2 = 192/cos78,80° = 988 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,07 – коэффициент динамичности [1c62]

σ_F2 = 3,63·1,0·3871·1,0·1,0·1,07/(1,0·70·2,50) = 86 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 86·3,73/3,63 = 88 МПа < [σ]_F1