Расчет открытой цилиндрической передачи

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(4,74+1)[358,2·10³·1,0/(417²·4,74²·0,25)]^1/3 = 203 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 200 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) = 2·200·4,74/(4,74 +1) = 330 мм,

b₄ – ширина колеса

b₄ = ψ_baa_w = 0,25·200 = 50 мм.

m > 2·6,8·358,2·10³/330·50·199 = 1,48 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 = 2·200/2,0 = 200

Число зубьев шестерни:

z₃ = z_c/(u+1) = 200/(4,74+1) =35

Число зубьев колеса:

z₄ = z_c – z₃ = 200 – 35 = 165

Фактическое передаточное число:

u = z₄/z₃ = 165/35 = 4,71

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₃+z₄)m/2 = (165+35)·2,0/2 = 200 мм.

делительные диаметры

d₃ = mz₁₃ = 2,0·35 = 70 мм,

d₄ = 2,0·165 = 330 мм,

диаметры выступов

d_a3 = d₃+2m = 70+2·2,0 = 74 мм

d_a4 = 330+2·2,0 = 334 мм

диаметры впадин

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

d_f4 = 330 – 2,5·2,0 = 325 мм

ширина колеса

b₄ = _baa_w = 0,25·200 = 50 мм

ширина шестерни

b₃ = b₄ + 5 = 50+5 = 55 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 = 2·81,4·10³/70 = 2326 H

- радиальная

F_r2 = F_t2tg = 2326tg20º = 846 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[2326(4,71+1)1,0·1,0·1,04/(330·50)]^1/2 = 399 МПа.

Недогрузка (417 – 399)100/417 = 4,3% 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 = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₃ = 35 → Y_F3 = 3,75,

при z₄ = 165 → Y_F4 = 3,62.

σ_F4 = 3,62·1,0·2326·1,0·1,0·1,13/2,0·50 = 95 МПа < [σ]_F4

σ_F3 = σ_F4Y_F3/Y_F4 = 95·3,75/3,62 = 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.