Проверку ведем по материалу колеса

σ_F4=Y_F4*Y_ε*Y_β*W_t/m=3,75*1*1*6,3/0,5=47,25 МПа

σ_F4<σ_FP4=225 МПа

12. Окончательные размеры зубчатых колес

d₃=m*z₃=11,5 мм

d₄=m*z₄=57 мм

d_а3=d₃+2*m=12,5 мм

d_а4=d₄+2*m=58 мм

d_f3=d₃-3*m=10 мм

d_f4=d₄-3*m=55,5 мм

а_3-4=m*(z₃+z₄)/2=34,5 мм

b₃=b_w+2=10+2=12 мм

b₄=b_w=10 мм

Открытая цилиндрическая передача (колеса 5-6)

Исходные данные для расчета: крутящий момент на ведомом колесе Т₆=8,6 Н*м; w₆=2,09 с^-1; u_{цил.отк.(5-6)}=6.

1. Выбираем материал зубчатых колес в соответствии с рекомендациями. Для шестерни (ведущего колеса) сталь 45 нормализация НВ₅=210; для колеса (ведомого) сталь 35 нормализация НВ₆=190.

Допускаемые контактные напряжения σ_НР для зубьев открытой передачи меньше, чем для закрытых передач, в K_L раз. Коэффициент K_L, зависящий от условий смазки, принимаем равным K_L=0,9, тогда

σ_НР6=409,9*0,9=368,91 МПа

σ_НР5=400,95 МПа

Допускаемые напряжения изгиба зубьев:

σ_FP5=235 МПа

σ_FP6=225 МПа

2. Межосевое расстояние передачи

, мм

Для прямозубой передачи K_a=495. Приняв ψ_ba=0,3;

ψ_bd=ψ_ba*(u+1)/2=0,3*(6+1)/2=1,05; K_β=1,2; получим а_5-6>=66,35 мм

2. Модуль передачи m=(0,01-0,02)*а_5-6=0,015*66,35=0,995. Принимаем m=1 мм по ГОСТу 9563-60.

Число зубьев колес z₅=2*а_5-6/m*(u+1)=2*66,35/1*(6+1)=18,96

Округляем до целого z₅=19

z₆=u*z₅=4,8*23=133

Уточняем межосевое расстояние

a_5-6=m*(z₅+z₆)/2=1*(19+133)/2=76 мм

4. Делительные диаметры

d₅=m*z₅=1*19=19 мм

d₆=m*z₆=1*133=133 мм

Расчетная ширина колеса

b_w=ψ_ba*а_5-6=23 мм

Принимаем b_w=23 мм

4. Усилия в зацеплении

• Окружная сила F_t=2000*Т₆/d₆=129,32 Н

• Радиальная сила F_r=F_t*tgα=129,32*tg20^о=47,06 Н

• Осевая сила F_а=F_t*tgβ=0

4. Окружная скорость

v=w₆*d₆/2000=0,14 м/с

Назначаем 8-ю степень точности передачи, тогда, К_v=1.

4. Расчетная удельная окружная сила

W_t=F_t*K_β*К_v/b_w=129,32*1,2*1/23=6,75 Н/мм

4. Фактическое контактное напряжение

Допускаемое напряжение σ_НР6=368,91 МПа, следовательно σ_Н<σ_НР6

4. Проверочный расчет по напряжениям изгиба

В зависимости от z₅ и z₆ определяем Y_F5=4,18; Y_F6=3,75

Вычисляем

σ_FP5/Y_F5=235/4,18=56,2

σ_FP6/Y_F6=225/3,75=60

Проверку ведем по материалу колеса

σ_F6=Y_F6*Y_ε*Y_β*W_t/m=4,18*1*1*6,75/1=28,2 МПа

σ_F6<σ_FP6=225 МПа

4. Окончательные размеры зубчатых колес

d₅=m*z₅=19 мм

d₆=m*z₆=133 мм

d_а5=d₅+2*m=21 мм

d_а6=d₆+2*m=135 мм

d_f5=d₅-2,5*m=16,3 мм

d_f6=d₆-2,5*m=130,3 мм

а_5-6=m*(z₅+z₆)/2=76 мм

b₅=b_w+2=20+2=25 мм

b₆=b_w=23 мм

Проектный расчет валов

Минимальный диаметр вала определяется из расчета на кручение по формуле

где Т – крутящий момент на валу (Н*м); [τ]_к – допускаемое напряжение при кручении; [τ]_к=(15-30) МПа.

d₁>=2,7 мм

d₂>=4,8 мм

d₃>=7,35 мм

Размеры диаметров валов на всех участках назначаются в соответствии с рекомендациями.

Номер вала	Участок вала
	Диаметр
	Выходного конца	Вала под подшипниками	Вала под зубчатыми колесами
d1	6	6	Совместное исполнение
d2	-	6	Совместное исполнение
d3	10	12	16

Выбор муфты

Для смягчения толчков выбираем эластичную поводковую муфту (муфта 8-1 ОСТ МЭП).

Выбор смазки

В данном примере для смазки передач назначаем консистентную смазку ЦИАТИМ-221.