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

для зуба колеса

OFM2 = 95 • 2 = 190 МПа < [амг] = 661 МПа.

7. Окончательно принимаем параметры передачи.

Zi = 18; = 90; mte = 5 мм; di = 90 мм; = 450 мм; = 46 мм; 6 = 11°19; б2 = 78°41.

Полный геометрический расчет передачи выполняется по формулам, приведенным в табл. 3.9.

Пример 3. Рассчитать коническую передачу с круговыми зубьями одноступенчатого редуктора по исходным данным примера 1.

1. Выбор мат£риала и допускаемых напряжений для uiecmepHU 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 понижающиеся зубья, у которых вершины конусов делительного и впадины не совпадают (форма II).

Вычисляем средний начальный диаметр (табл. 3.14, формула 3.21):

и 1y 4.7.T„iK„„K„p-K„„(H

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент Гн! = 95500 Н • мм (из примера 1). Ориентировочная скорость зубчатых колес (формула 3.27)

V = 0,0125VTv;Hf = 0.0125-1/10- lOOO = 2.75 м/с.

При данной скорости требуемая степень точности передачи (табл. 3.33) - 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагруз1ф между зубьями для передач с круговыми зубьуЬи (см. с. 82) Кйа= 1.0. Коэффициент ширины венца (формула 3.5)

где -k = 0,2 (см. формулу 3.63).

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 ширине венца (рис. 3.20,а), при отношении

aii = !-0.56.K„,= 1.04.

0,2-5

Коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.16) для степени точности зубчатых колес на единицу грубее установленной (см. с. 80), т. е. для 10-й степени точности Kuv= 1,05 (определяется интерполированием).

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (формула 3.28) при Хп\ + + д;„2 = Ои а„= 20°,

Z„ = 1,76 cos \Ьт = 1,76 cos 35° = = 1,76- 0,81915= 1,44,

где средний угол наклона круговых зубьев в со ответствии с рекомендацией принимаем Р„= 35°

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес (форму ла 3.29), 2л, = 275 МПа/

По табл. 3.11 выбираем число зубьев шестерни Zi== 18 и коэффициент торцового перекрытия 8а = 1,23.

Коэффициент, учитывающий суммарную дли ну контактных линий (формула 3.30),

z.-/tz!.=.l/- = o.96.

Средний начальный диаметр шестерни

dwml -

95500 1,0 • 1,04 1,05(1.44 - 275 - ОЭбр 0,18 - 5 - 408 = 77,566 мм.

Средний нормальный модуль (см. с. 80)

- g" Р"» 77.566-cos35°

Zi ~ 18

77.566 . 0,81915 Зд 18

Внешний окружной модуль (формула 3.4) с учетом % = = 0,2

mte =

l-0,5)cosP„ 3,529

3,529

(Г-0,5 -0,2) cos ЗЬ°

: = 4,786 мм .

(1 -0,5 -0,2)0,81915

Начальный диаметр шестерни по большему торцу

dwi = m,eZi = 4.786 - 18 = 86.148 мм.

Число зубьев плоского колеса (табл. 3.9)

Zc = УЩТЦ = V 18+90 = 91.782, где = Zi« = 18 . 5 = 90



Внешнее конусное расстояние (табл. 3.9) Re = 0,5 mteZc = 0,5 • 4,786 • 91,V82 = = 219,634 мм

Рабочая ширина зубчатого венца (табл. 3.9) г15й = , 6.. = гi5fe?e= 0,2 - 219,634 = = 43,92 мм.

Принимаем 6а, = 44 мм. Проверяем условие (формула 3.64)

6a,<I0m<e, т.е. fctt. = 44 < 10т<е = = 10 • 4,786 = 47,86 мм;

следовательно, условие соблюдено.

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

т„ = (1 - 0,5 ) cos =

= 4,786(l - 0,5 2i) cos 35° = 3,529 мм . Средний начальный диаметр шестерни (см. с. 80) m„Zt 3,528 • 18

cosPn

0,81915

77,566 мм.

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

Я 77,566-1000

= 4,06 М/с.

60 • 1000 ~ 60 - 1000

При данной скорости по табл. 3.33 требуемая степень точности передачи 8-я, что не совпадает с ранее принятой степенью точности - 9-й.

Уточняем коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.16) Кто =1,05. Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (рис. 3.17), Z„= 1,01.

Начальный диаметр по большому торцу (формула 3.48)

а l/KviK) RR Idfi 11.05-1,01 ---86,148 у -

= 86,71 мм.

где Zo= 1,0 (см. определение [ai] и [Он?! в римере 1).

Вновь определяем внешний окружной модуль (табл. 3.9.)

da, 86,71 .0 1-7

mfe = -g = -= 4,817 мм.

Внешнее конусное расстояние (табл. 3.9) Re = 0,5 mteZc = 0,5 - 4,817 - 91,782 = = 221,056 мм.

Средний нормальный модуль зацепления (формула 3.4)

т„ = т,е (l - 0,5 cos= 4,817 X

X (l - 0,5 22Щб) 3 •

Средний начальный диаметр шестерни (см. с. 80)

, 3,555 . 18

cosP„

0,81915

= 78,117 MM.

Истинная окружная скорость на среднем начальном диаметре (формула 3.47)

, .".»,.пх л78,117 -lOOO

~ 60 . 1000 ~ 60 . 1000 ~ •

Полученная скорость V = 4,088 м/с совпадает с ранее вычисленной расчетной скоростью V = 4,06 м/с, поэтому дальнейшее уточнение коэффициентов прекращаем.

4. Проверочный расчет передачина контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Фактическое напряжение из условия контактной выносливости (табл. 3.14, формула 3.19)

<т„ = Z„Z„Ze / o,85d„„„ f«J •

Предварительно определяем расчетную удельную окружную силу на среднем начальном диаметре шестерни по формуле (3.25)

dZS - 78.117-44 • * О X

X 1,04 • 1,05 = 61,14 Н/мм.

Тогда

<,.».,44.275.С,9б/Х =

= 359,7 МПа < 1с„] = 408 МПа.

Расчетное напряжение от максимальной нагрузки (формула 3.60)

а„м = а«/ ; = 359,7 ]/"2 =

508 МПа-

< [Онм] = 1624 МПа. т

где отношение = 2 задано в исходных дан-1

ных расчета (см. пример 1).

5. Проверочным расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Изгибающие напряжения для зуба шестерни (табл. 3.14, формула 3.22)



Предварительно определяем величины, необходимые для рас*1ета. Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса (формула 3.68) .

Z Z

==008 61 cissp COS 6а Рт * "

Здесь tg6i = i = §6 = 0,2 (см. табл. 3.9), 6i =

= 1Г19. Соответственно 6 = (90° - б) = = (90 11°19) = 78°41. Средний угол наклона кругового зуба „ = 35° (см. определение коэффициента Z„). Следовательно,

0,98056 . 0,819153 33,39; 2э2 =

= 834 42

0,19623 - 0,819153 - ocn.-t .

По формуле (3.6) назначаем коэффициент смещения

= 2(,-J,)ve = c.33.

соответственно Хп2 == - 0,33.

Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба (рис. 3.21): Fn = 4,2; Yp2 = 4,4.

Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние (формула 3.50),

П= 1-=1-1 = 0.75. Расчетная удельная нагрузка (формула 3.25).

Wpf = j- KpaKpfiKFv ,

где Tpi = 95500 Н • мм; (Lmi = 78,117 мм; 6 = = 44 мм; Кра - I (см. с. 82); коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис. 3.20, б) при отношении

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16), при скорости зубчатых колес V - 4,088 м/с и степени точности зубьев на единицу грубее установленной (см. с. 80), т. е. для 9-й степени Kfv= 1,14.

Следовательно,

Wpt = Ifi 1,0 • 1,04 . 1,14 = 65,88 Н/мм. Средний нормальный модуль т„ = 3,555 мм.

Напряжение изгиба для зуба шестерни

Opi = 4,2 . 0,75 0 85 3555 = 68.67 МПа< < [an] = 272 МПа. для зуба колеса (табл. 3.14, формула 3.22)

ОР2 = оп = 68,67 = 71,94 МПа<

< Igf2] = 248 МПа.

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

Орм = Ор- < [Орм],

соответственно расчетное напряжение для зуба Щестерни

орм1 = 68,67 • 2 = 137,34 МПа< [ам] = ;= 727 МПа;

для зуба колеса

OFM2 = 71,94 . 2 = 145,88 МПа <

< [ofm21 = 661 МПа.

Принимаем окончательно параметры передачи: Zi = 18; = 90; mte =4,817 мм; di = 86,71 мм, „,2= 433.55 мм; 6 = 44 мм; 6i=iri9; 6,= = 78°4Г; р„ = 35°; х„ = 0.33; хп2 = - 0,33.

Полный геометрический расчет передачи выполняется по формулам, приведенным в табл, 3.10.

Пример 4. Рассчитать открытую цилиндрическую прямозубую передачу привода конвейера по следукмцим данным: номинальная мощность, передаваемая шестерней, Ni== 1,2 кВт; частота вращения шестерни ni= 20 мин" (2,09 рад/с); передаточное число ы = 5; срок службы передачи = 10 ООО ч; нагрузка близка к постоянной; кратковременно действующая максимальная нагрузка при пуске в два раза больше номинальной; передача нереверсивная; шероховатость поверхности зубьев по 5-му классу (ГОСТ, 2789-73).

Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса. 1. По табл. 3.12 выбираем материал д)я шестерни и колеса - Ст. 5 (поковка); термообработка - нормализация. Для шестерни при радиусе заготовки 40... 100 мм

ав= 570 МПа, ат= 270 МПа, НВ 170; для колеса при радиусе заготовки > 100 мм

Св = 570 МПа, от = 260 МПа, ЯВ„ 170.



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