Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений (формула 3.57), 1,0. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба (формула 3.58), Кд= 1.0. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

1ар2] = 1,0 . 1,0 = 248 МПа.

4. Допускаемое напряжение изгиба при расчете на* действие максимальной нагрузки (формула 3.62) для шестерни

[СРМ.] = vs.

Предварительно находим предельное напряже-jiHe, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба (табл. 3.19):

Of = 4,8 HBi = 4,8 • 265 = 1272 МПа;

коэффициент безопасности (см. с. 76)

sfmi = sf misf Ml = 1,75 • 1,0 = 1,75,

здесь sfmi= 1,75 (см. с. 80); sfmi = sh = = 1,0 (табл. 3.21). Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений (формула 3.57), = 1,0. Следовательно,

[o.лиl=j- 1,0 = 727 МПа.

5. Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

г„ , f hm М2 , ,

[Ор м2] - -5-Ks,

р m2

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба (табл. 3.19),

Ор ,1ш т = 4,8ЯВ2 = 4,8 • 241 = 1157 МПа.

Коэффициент безопасности (см. с. 80)

Sp м2 = S>p mS"p m2 = 1,75 • 1,0 = 1,75,

здесь spM2= 1,75 (см. с. 80), 5рт= Sp2= 1,0 (табл. 3.21). Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, 1,0. Следовательно,

[аж2] = }1,0==661 МПа.

6. Допускаемое контактное напряжение для шестерни (формула 3.33)

[oml - • я * z„.

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (формула 3.34):

Он Um 1 = Он Um 61 * Кни,

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3.17),

Он lim я = 2ЯВ1 -f 70 = 2 • 265 -Ь 70 = 600 МПа. Коэффициент долговечности (формула 3.35)

где базовое число циклов перемены напряжений (рис. 3.16)

Л /в1= 1.8- 10;

эквивалентное (суммарное) число циклов "перемены напряжений

nhei = nxi = 60ni, = 60 • 1000 . 10 ООО = = 6- 10«.

Отношен ие = л ?п7> 1» поэтому коэффи-

циент долговечности определяем по формуле (3.38):

0,9,

„ 4У 1,8 • 10 „ „„ т. е. khli = у е. ,Qe = 0,86,

принимаем Кни - 0,9.

Предел контактной выносливости Снхш = = 600 • 0,9 = 540 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала (см. с. 75) Sfti= 1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей (табц. 3.18), zr= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость (см. с. 75), Z„= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

[От] = уу • 0,95 • 1,0 = 466 МПа.

7. Допускаемое контактное напряжение для колеса

[ац2\ = -- • • в.

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

Он Ьт 2 = Он Ига Ь2КнЬ2,



где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3.17),

Он иш 62 = 2ЯВ2 + 70 = 2 • 241 + 70 = 552 МПа; коэффициент долговечности (формула 3.35)

Khl2

вдесь базовое число циклов перемены напряжений (рис. 3.16) Nho2= 1,7 • 10; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhb2 = N2 = бОПг/ч = 60 • 10000 = = 1,2 - 108.

Отношение -- = > 1, поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле (3.38)

Khl2

~ у 2-

0,9,

т. е. = 0,92.

Следовательно,

он 1,„ 2 = 552 . 0,92 = 508 МПа.

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала (см. с. 75) Sh2= 1,1- Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев (табл. 3.18), Zr= 0,95. Коэффициент учитывающий окружную скорость (см. с. 75), Z„= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для колеса

[ате! = yt • 9 • = МПа.

8. Допускаемое контактное напряжение передачи (формула 3.41)

1ая] = 0,45([а/л] + [ан2])== = 0,45 (466 + 438) = 408 МПа.

Проверяем условие (формула 3.42)

[он] = 408 МПа < 1,23 [онтт] = = 1,23-438 = 539 МПа,

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [он) == 408 МПа.

9. Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки (см. с. 80) для шестерни

[ohmi] == 2,8о» = 2,8 - 600 = 1680 МПа

для колеса

[оямг] = 2,8ог = 2,8 . 580 = 1624 МПа.

10. Расчет передачи на контактную выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни (табл. 3.13, формула 3.16)

. ,У2 1яанрн.(г гл,г «Tl

= У-ыс,] -Г •-•

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне (формула 3.12)

Тт = 9550 - 10« - = 9550 - 10» - -j = = 95 500 Н • мм.

Ориентировочная окружная скорость (формула 3.27)

v = 0,0125 yV = 0,0125 10 • 1000 = = 2,75 м/с.

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес (табл. 3.33) - 9-я Коэффициент, учитывакяций распределение нагрузки между зубьями (рис. 3.13), Киа= 1.13. Коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор (табл. 3.15)

(0,7 ... 0,9) ара max - 0,7 • 1,6 = 1,12.

Проверяем условие (3.26) Ира - К ."g р . Принимаем (см. с. 71) К = 2; угол наклона (см. с. 60) р = 16°; минимальное число зубьев шестерни (табл. 3.3) Zl mm = 16; расчетное число зубьев шестерни (см. с. 58) 2= 2imm+ 2 = = 16 + 2 = 18.

Соответственно

18 • о"28674 =

. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис. 3.14, б), Кнр~ - 1,07. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16), Khv= 1,038 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (формула 3.28),

Zh l,76cosp= 1,76cos 16°= 1,69.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес (формула 3.29), Zm= 275 МПа1/2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (формула 3.31),



где коэффициент торцового перекрытия (формула 3.3)

бс. = [l.88 - 3,2(-1-+ ) ] cosр = = l,88-3,2(l + 4)]cosI6>= 1,6. Соответственно

Начальный диаметр шестерни dwi ==

f2 • 95500 • 1,13 • 1.07 1,038 (1,69 • 275 • 0~Щ "у I 1,21 • 4082

X ttl = 57,98 мм. Модуль зацепления (формула 3.46)

m == cos р = 5 cos Ш = 0.9612 = = 3,096 мм.

Полученный модуль округляем до стандартного значения (см. приложение, табл. 9) m = 3 мм. По стандартному модулю m = 3 мм пересчитываем начальный диаметр

11. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем расчетную окружную скорость (формула 3.47) при начальном диаметре шестерни dwi= 56,179 мм:

"•ш! •«! я-56,179. IOO0

60 1000

60 • 1000

= 2,94 м/с.

При данной скорости требуемая степень точности передачи (табл. 3.33) - 9-я, что соответствует принятой ранее степени точности. Уточняем по скорости V = 2,94 м/с коэффициенты, входящие в формулу (3.48): Кш= 1,039 (табл. 3.16), Кни== 1,15 (рис. 3.13). Z„= 1.01 (рис. 3.17).

Уточняем начальный диаметр шестерни (формула 3.48):

•*tol

-./1,039 . 1,15 1,012 , .

= v 1.038-1,13-1,0 = MM.

По уточненному начальному диаметру dwi находим модуль зацепления

„=.eosp = os 16° = 5 0,9612 = = 3,11 мм.

Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения m = 3 мм, что совпадае! с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружноси шестерни da>i = 56,179 мм. Ширина зубчатого венца

при фа

(табл. 3.1)

бв, = ifd • = 1,21 . 56,179 = 67.97 мм,

принимаем bw = 70 мм.

12. Прозрачный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки (формула 3.60)

Онм = Он Vy * [онм].

где действукицее напряжение при расчете на контактную выносливость (табл. 3.13, формула 3.15)

o = ZhZmZe

HaHPHv и + 1

- 1 69 . 275 . О 791/2-95 500-1.15.1,07.1,039 1,0У-/0 и,/У J/ 70.56.179 5

= 409,3 МПа> [Он] = 408 МПа.

Отклонение действующих контактных напряжений от допускаемых составляет 0,3 %, что допустимо. Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки

ан/и = 409.3 К2 = 579 МПа < [онм] = = 1624 МПа,

где = 2 задано в исходных данных расчета.

13. Проверочный расчет зубьев на выносливость по нтрялсениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба (табл. 3.13, формула 3.17)

opi = YfiV-j < [onl-

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса (см. с. 76)

. 1 8 19-

Zv2 =

cossp

0,96123 • 90

cossp- 0,96123

101.



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54