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

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса (рис. 3.18), Ypi= 4,13; Ур2= - 3,6. Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние (формула 3.50),

=1-Ш=-Ш-0,89. Расчетная удельная нагрузка (формула 3.25)

15. Принимаем окончательно параметры передачи:

2, = 18; Zj = 90; m = 3 мм; i = 16°; bu, = 70 мм; dwi = 56,179 мм;

3•90 270 „„„ „„„ с-5Г1б-° = 0312 = 280.899 мм.

KpaKpfiKFvt

Определяем межосевое расстояние

- 0.5m (г, + га) 0,5 • 3(18-f 90) cosP ~ 0,9612 = 168,539 мм.

где коэффициент, учитываюпХий распределение Проверяем межосевое расстояние нагрузки между зубьями (формула 3.49),

Кра ~

4 + (е„-1)(и-5)

Ow =

wi + 56,179 -f 280,899

168,539 MM.

16. При необходимости округления межосевого расстояния до целого числа пересчитываем угол наклона р (формула 3.2). Прини-, , , „ маем межосевое расстояние Ош- 168 мм; соот-

Коэффициент, учитывающий распределение на- ветственно угол наклона

4 + (1,6-1)(9-5) 4.1,6

= 1,0.

грузки по ширине венца (рис. 3.14, г), Kpfi = = 1,16; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16), Kpv= 1,1 (определяется интерполированием). Соответственно

vpt = Jq%1 • 1.0 • 1.16 . 1,1 = 62 Н/мм.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

(7 и = 4,13 • 0,89 = 76 МПа < [Of i] =272 МПа,

в зубьях колеса (табл. 3.13, формула 3.17)

0Р2 = OfI = 76 1 = 66 МПа < [gf21 =

= 248 МПа. 14. Проверочный расчет при изгибе макси-

cosp = + = f + ) = 0,96 428

и р = 15°2140".

Пересчитываем начальные диаметры шестерни

"i 3 • 18

cos р ~ 0,96428

= 56 мм,

колеса

Проверяем межосевое расстояние

wi + w2 56-f 280

= 168 MM.

2 ~ 2 Пример 2. Рассчитать коническую прямо-

мальной нагрузкой. Расчетное напряжение о ""РУ одноступенчатого редуктора по ..„„ ....... /л, ,v исходным данным примера 1.

максимальной нагрузки (формула 3.61)

ОрМ = Ор < [Орм]

Напряжения изгиба при расчете на выносливость:

для зубьев шестерни Opi = 76 МПа;

для зубьев колеса ар2 = 66 МПа.

Расчетное напряжение изгиба от максимальной шестернипо большему торцу (табл. 3.14, фор-

исходным данным примера

1. Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса. Материал и термообработку зубчатых колес сохраняем. При этом сохраняются и допускаемые напряжения.

2. Расчет передачи на контактную выносливость. Согласно рекомендациям (см. с. 61) принимаем пропорционально понижающиеся зубья (форма I). Вычисляем начальный диаметр

нагрузки:

для зубьев шестерни

ар Ml = 76 - 2 = 152 МПа < [аля] = 727 МПа;

дяя зубьев колеса

мула 3.20):

Предварительно определяем величины, необхо-0FM2 = 66 • 2 = 132 МПа< [арл12] = 661 МПа. димые для расчета Thi = 95500 Н • мм (из при-



мера 1). Ориентировочная скорость зубчатых колес (формула 3.27)

V = 0,0125 i/Ni-n = 0,0125 10 • 1000 = = 2.75 м/с.

При данной скорости требуемая степень точности передачи (табл. 3.33) - 8-я. Коэффициент, учитывающий распределение -«агрузки между зубьями для прямозубых передач (см. с. 82), Кна= 1.0. Коэффициент ширины венца (формула 3.63) г15к= 0,25. Для улучшения условий работы зацепления и уменьшения длины редуктора коническую шестерню устанавливаем между опорами (см. рис. 3.20, схему II).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по шприце венца (рис. 3.20, а), при отношении \

к» 0,25.5 П71 й- 1 П«

Коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.16) для степени точности зубчатых колес на единицу грубее установленной (см. с. 80), т. е. для 9-й степени точности Кш= 1,138 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (формула 3.28), Zh= 1,76. Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес (формула 3.29), Zm = = 275 МПа/2.

По табл. 3.11 выбираем число зубьев шестерни Zi= 18 и коэффициент торцового перекрытия еа"= 1,58. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (формула 3.30),

4 - 1,58

= 0,9.

Начальный диаметр шестерни по большему торцу

. ..У4,5 -95 500 • 1,0 • 1.06- 1,138 (1.76-275:0;

У (1 - 0,25) 0,25 - 5 - 408» ~

= 85,74 мм.

Внешний окружной модуль

dm 85,74

= 4,76 мм.

Полученный модуль округляем по стандарту (см. приложение, табл. 9) trite = 5 мм. Пересчитываем начальный диаметр di = mte Zi= 5 X X 18 = 90 мм.

Число зубьев плоского колеса (табл. 3.9)

2с = УЖ+г1 = 118 -Р90 = 91,782, где Zxu= 18 • 5 = 90.

Внешнее конусное расстояние (табл. 3.9) Re = 0,5/n«,Zc= 0,5 . 5 . 91,782 = 229,455 мм. Рабочая ширина зубчатого венца (табл. 3.1) при

IK = t = i)5Ki?e=0,25 • 229,455 = 57,36 мм.

1<е i

Проверяем условие (формула 3.64) Ь, <! < 10 mte, т. е. бц, = 57 > \Qmte = 10 • 5 = = 50 мм; следовательно, условие не удовлетворяется. Уменьшаем коэффициент ширины венца дог15к= 0,2. Уточняем коэффициент Кщ. При отношении

к" 0.2-5 (.. jf , П4 = 2Го:2 = OS. Кнр = 1,04.

Пересчитываем начальный диаметр шестерни

. У 4,5 - 95 500 - 1,0 • 1,04-1,138 (l,76.275-0,9>g "У (I - 0,2) 0,2 . 5 . 4082 -

= 89,82 мм.

Внешний окружной модуль

ш1 89,82 . „о mte = "5 = = 4,99 мм.

Полученный модуль округляем по стандарту mte = 5 мм, что совпадает с ранее принятым модулем; следовательно, внешнее конусное расстояние сохраняется: /

Re = 0,bmteZ = 0,5 • 5 - 91,782 = 229,455 мм.

Рабочая ширина зубчатого венца бюФкХ X Re= 0,2 • 229,455 = 45,89 мм, принимаем Ь= 46 мм. Проверяем условие (формула 3.64) bw< 10/и<е, Т. е. 6,= 46 <: \Qmte = 10 • 5 = = 50 мм. Следовательно, условие соблюдено.

3. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость. Вычисляем средний нормальный модуль зацепления (формула 3.4)

Шп = mte

cos Ът =

,1-0,5)(

= 5(1-0.52255)-4498 мм. . Средний начальный диаметр шестерни (см. с. 80)

dwm\ =

cosp„

= 4,49 8- 18 = 80,979 мм

Определяем расчетную окружную скорость на среднем начальном диаметре шестерни (формула 3.47):

шт.\П\ я80,979 - 1000

60000

60 000

= 4,23 м/с.

При данной скорости по табл. 3.33 требуемая степень точности передачи - 8-я, что совпадает



с ранее принятой степенью точности. Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (рис. 3.17), Z,= 1,01. Уточняем коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.16) Кн«~ = 1,21.

Начальный диаметр шестерни по большему торцу (формула 3.48)

= 89,82 lfss!ifi = 92,26 мм,

где Zo= 1,0 (см. определение [am] и [аг! в примере 1). Вновь * определяем окружной модуль

mte = - = 2*

92,26 18

= 5,127 мм.

Полученный модуль округляем по стандарту т,е= 5 мм. Диаметр начальной окружности по большему торцу, соответствующий стандартному модулю, di= 2j= 5 - 18 = 90 мм.

4. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Фактическое напряжение при расчете на контактную выносливость (табл. 3.14, формула 3.19)

Он = ZhZmZs л/ ------I-

- 1 -76 . 275 . о 9 . 4,5 95 500 .1.0- 1,04. 1,21

- 1,7Ь 275 . 0,9 . у (1-0,2) 0,2 -90»-5 =

= 420 МПа > [Он] = 408 МПа.

Отклонение действующих контактных напряжений от допускаемых составляет менее 3 %, что допустимо.

Расчетное напряжение от максимальной нагрузки (формула 3.60)

Онм = Он = 420 ]/2 = 594 МПа <

<{анА11= 1624 МПа,

где отношение = 2 задано в исходных дан- 1

ных расчета.

5. Проверочный расчет зубьев на выносливость по нстрязкениям изгиба. Изгибающее напряжение для зуба шестерни (табл. 3.14, формула 3.22)

Предварительно опредяем величины, необходимые для расчета. Находим эквивалентное

число зубьев для шестерни и колеса (формула 3.7):

Здесь tg6j = ?i = 1? = 0,2 (см. табл. 3:9),

6i = 11°19. Соответственно 62 = (90° - 6j) = = (90° - 11°19) = 78°41. Следовательно,

= л олск = 18,35; гэ2 = ь <ngf»o = 458.

0,98056

0,19623

Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба рис. 3.21): Fn= 4,63, ¥р2= 4,3. Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние, для прямозубых колес (см. с. 77) Fp= 1,0. Расчетная удельная нагрузка (формула 3.25)

-г- KfolKfKfo,

где Гл= 95 500 Н • мм; di= 80,979 мм; fe= = 46 мм; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. с. 82), KFa= и коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис. 3.20,6) при отношении

2 = 2 = 055. Яяр=1.07;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16) при скорости v = 4,23 м/с, Kfv= 1,53.

Следовательно,

«« = Й;9§Ь0-1.07. 1,53 = 84 Н/мм.

Средний нормальный модуль т„= 4,498 мм. Напряжение изгиба для зуба шестерни

орх = 4,63 - 1.0-0,85.498 = < [OFi] =

= 272 МПа, для зуба колеса (табл. 3.14, формула 3,22)

= 1 = 1023 = 95 МПа < < \ор2] = 248 МПа.

6. Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки (формула 3.61)

ОрМ = FY < [ofm],

соответственно расчетное напряжение для зуба шестерни

Of ли = 102 . 2 = 204 МПа < \ofmi J = 727 МПа;



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