Проектирования привода

13. Проверить контактные напряжения σ_н, Н/мм²:

где а) К—вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376, для прямозубых K=436;

б)   F_t=2T₂ x 10³/d₂—окружная сила в зацеплении, Н; F_t=2×391,84×10³/216,49=3619,93 Н

в)   К_На—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.     Для прямозубых, для косозубых колес К_На=1.

Г)     K_Hv—коэффициент    динамической    нагрузки, зависящий от окружной   скорости колес и степени точности передачи; K_Hv=1,03÷1,35.

Д) К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.  Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1.

Е) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее   прочным   зубом   или среднее допускаемое контактное напряжение,  Н/мм²;   [σ]_н=580.9

Условие выполняется

Вывод: Данные расчётов сводим в таблицу 5.

Таблица 5 
 
 
 
 
 

 

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

 
 
 
 

                  2.4    Расчёт открытой передачи и выбор муфты 

            2.4.1  Расчет  открытой конической зубчатой  передачи. 

Проектный  расчет 

1. Определить  главный параметр — внешний  делительный диаметр  колеса  d_e2,  мм:

 

в) и—передаточное число редуктора или открытой передачи; и=4.71

г)   Т₂— вращающий момент на тихоходом валу редуктора или   на   приводном   валу   рабочей   машины   для   открытой передачи,  Н-м (см.  табл.2.); Т_р.м=1559,16

 

д)   [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее   прочным   зубом   или среднее допускаемое контактное напряжение,  Н/мм²; [σ]_н=580,9

е)  К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.  Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1.

в)   _Н — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес _Н = 1.   
 

   

       Полученное  значение внешнего делительного диаметра колеса d_e2 для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

2.  Определить углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctg и=  arctg×4.71=78,01328             

δ₁ = 90° — δ ₂ =90-78,01328=11,98672

Точность вычислений до  пятого  знака после запятой

3.   Определить внешнее конусное расстояние  R_e, мм: 

 

Значение R_e до целого числа не округлять.

3. Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:     b = ψ_RR_e,

 
 

Рис. –2. Геометрические параметры конической зубчатой передачи. 

где ψ_R= 0,285 — коэффициент ширины венца.

b = ψ_RR_e=0,285×193,88=56

Значение b округлить до целого числа по ряду R_a 40.

5. Определить  внешний окружной модуль  m_e—для   прямозубых колес,  мм:

где a)  K_Fβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиК _FB) — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес = 0,85.

 

Значение модуля, полученное с точностью до двух знаков после запятой, до стандартной величины не округлять. В силовых конических передачах принять            m_e ≥ 1,5 мм, при этом в открытых передачах значение модуля m_e увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев    5,5×1,3=7,15

6.   Определить  число  зубьев  колеса  z₂  и шестерни z₁:

z₂ = d_e2/m_e =380/7,15=53

  z₁=z₂/u =53/4,71=11

Полученные значения z₁ и z₂ округлить в ближайшую сторону до целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять для прямозубых  колес z₁≥ 18.

7. Определить  фактическое  передаточное  число  u_ф и проверить его отклонение  Δu  от  заданного u : 

u_ф=z₂/z₁=53/11=4,82                                  

Условие выполняется. 

8.Определить действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctg и_ф=arctg4.82=78.27918               

δ₁ = 90° — δ ₂ =90-78.27918=11.72082

9.  Для конических  передач с разностью средних  твердостей шестерни и колеса  НВ_1ср-- НВ_2ср≤ 100 выбираем коэффициент смещения инструмента х_е1 для прямозубой шестерни. Коэффициенты смещения колес соответственно  х_е2= — х_е1. Если  НВ_1ср--НВ_2ср>100,  то  х₁=x₂ = 0.

Х_е=0,56 
 
 
 

 

Таблица 6 

Коэффициенты  смещения х_е1 для шестерен конических передач 

 

10.  Определить  внешние диаметры шестерни и  колеса, мм:

Диаметр делительный для прямозубой передачи

Шестерня: d_е1=m_еz₁=7,15×11=78,65 мм

Колесо: d_е2=m_еz₂=7,15×53=378,95 мм 

Диаметр вершин зубьев для прямозубой передачи 

Шестерня: d_ае1= d_е1+2(1+х_е1) m_е cos δ₁=

                    =78,65+2(1+0,56) ×7,15×cos11,72082=100,51 мм

Колесо: d_ае2= d_е2+2(1—х_е1)m_е cos δ₂=

                   =378.95+2(1-0.56) ×7.15×cos78,27918=380,23 мм

Диаметр впадин зубьев для прямозубой передачи

Шестерня: d_fe1= d_e1—2(1,2—x_e1)m_ecos δ₁=

                        =78,65-2(1,2-0,56) ×7,15× cos11,72082=67,68мм

Колесо: d_fe2= d_e2—2(1,2+x_e1)m_ecos δ₂=

                     =378,95-2(1,2+0,56) ×7,15×cos78,27918=380,90мм

Точность вычисления делительных диаметров колес  до 0,01 мм.

11. Определить средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂, мм:

Значения d₁ и d₂  до целого  числа не  округлять. 

Проверочный расчет

12.   Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности  заготовок колес: D_заг ≤D_пред;      S_заг ≤ S_пред

Диаметр заготовки  шестерни   D_заг = d_ае1 + 6 мм =100,51+6=106,51 мм

Размер заготовки  колеса закрытой передачи S_заг =8m_e =8×7,15=57,2

13.  Проверить  контактные напряжения  σ_H,  Н/мм² :

где a) F_t =2T₂ х 10³/d₂ — окружная сила  в  зацеплении,  Н;

         F_t =2×391,84×10³/331,58=2363,47  Н

б)   К_На=1—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес; 

в) K_Hv—коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной   скорости колес и степени точности передачи; K_Hv=1,03÷1,35.

г)  К_нβ—коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.  Для прирабатывающихся зубьев К_нβ=1