Главная Промышленность 2. Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни (формула 3.51): ар = -f- УеУц. Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (формула 3.52): Ophml = apumblKpcKpLU где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3.19), оришы = 1,8 = 1,8 • 170 = 306 МПа; коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (табл. 3.20), при одностороннем приложени! нагрузки Крс= - 1,0. Коэффициент долговечности (формула 3.53) При НВ < 350 (см. с. 77) тр= 6; базовое число циклов перемены напряжений (см. с. 77) Nfo = 4 • 10®; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений (формула 3.54) NpEi= Nm= GOfiit = 60 • 20 • 10 ООО = 12 X X 10®. Соответственно Kfli = Y W: HO, так как Nfe\= 12 • 10*> Npo 4 • 10» (см. с. 77), принимаем Kfli = 1,0. Соответственно opi.mi = 306 -1,0 1,0 = 306 МПа. Коэффициент безопасности (формула 3.56) Sf= SfSf= 1,75 • 1,5 = 2,625, где Sf= 1,75 (табл. 3.19); 5= 1,5 (табл. 3.21). Коэффициент Y= 1,0 (формула 3.57). Коэффициент Y[- = 1,0 (формула 3.58). Допускаемое напряжение изгиба для зуба шестерни (формула 3.51) [OF,] =21,0. 1,0=116 МПа. 3. Допускаемое напряжение изгиба для зуба колеса (формула 3.51) tCF2]=™" Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (формула 3.52): OFlim2 = OFlimbiKFcKpLZt где предел выносливости при изгибе, соответ- ствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3.19), I OFi,mfc2 = 1,8 НВ = 1,8 • 170 = 306 МПа: коэффициент Крс= 1,0 (табл. 3.20); коэффициент долговечности (формула 3.53) При НВ < 350 (см. с. 77) тр = 6; базовое число циклов перемены напряжений (см. с 77) Npo= 4 • 10®. Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений (формула 3.54) NpE2 = iVs2 = 60njn = 60 10ООО = 2,4 • I0«. СоЬтветственно Kfl2 = \ 2,\ • ш« = 1.09. Предел выносливости aFiim2= 306 • 1,0 • 1,09= = 334 МПа. Остальные коэффициенты определены при расчете Iofi): Sf= 2,625, К=1,0; F/j= 1,0. Допустимое напряжение изгиба для зуба колеса \ар2\-\,\,С= 127 МПа. 4. Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки (формула 3.62) для зуба шестерни г , "FlimAfl yj. \арм\\ = -5- Уs- Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома (табл. 3.19): оритлп = 4,8 ЯВ = 4,8 . 170 = 816 МПа; коэффициент безопасности (см. с. 80) Spm = = SpmSfm = 1,75 • 1,5 = 2,625, где Spm = 1,75 (см. с. 80), Sfm = Sf= 1,5 (табл. 3.21); коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений (формула 3.57) Ys = 1. Следовательно, [OFMi]==:l,0=3U МПа. Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба колеса 1арм2] ~ 1арм\] = 311 МПа, так Как колесо и шестерня изготовлены из одного и того же материала и имеют одинаковую твердость зубьев. 5. Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки (см. с. 80) для зуба шестерни [онт] = 2,8 От = 2,8 • 270 = 756 МПа, для зуба колеса [онм2] = 2,80т = 2.8 • 260 = 728 МПа. 6. Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Вычисляем мс)дуль зацепления (табл. 3.13. формула 3.18) кикр. Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне (формула 3.12) = 9550 • 103 -= 9550 . i = = 573 . 10» Н • мм. (Ф<г Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. с. 76), Кра= - 1,0. Коэффициент ширины зубчатого венца при консольном расположении шестерни (табл. 3.15) i)5<fmax= 0,7. Соответственно гэ<г = (0,7... 0,9) гшах = 0,7 - 0,7 - 0.49, принимаем iji = 0,5. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при консольном расположении зубчатого колеса на роликовых опорах (рис. 3.14, г), /Срр= 1,35. Ориентировочная окружная скорость колес Срмула 3.27) V = 0,0125 yNi = 0,01251,2-202 = = 0,1 м/с. При данной скорости о = 0,1 м/с требуемая степень точности передачи (табл. 3.33) - 9-я. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16), Kfv~ 1,013 (определяется интерполированием). Число зубьев шестерни (см. рекомендацию для прямозубых колес на с. 58) zi= 17. Число зубьев колеса z2== = = 17 - 5 = 85. Коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса соответственно (рис. 3.18) Kfi= 4,25; Yp2= 3,6. Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на напряженное состояние зубьев прямозубых колес (см. с. 77). Кр= 1. Определяем отношение для зуба шестерни 45 116 = 0,0366; для зуба колеса = #5 = 0,0283. Из двух колес зубчатой пары более слабым является то колесо, для которого =- большее (см. примечание к табл. 3.13), поэтому при вычислении модуля (см. табл. 3.13, формула 3.18) подставляем отношение 4,25 ffii И6-Модуль Зацепления 2 573 - 103 . t.o . 1,35 . 1,013 = у -172.0.5-116-4,25- 1.0 = = 7.46 мм. Полученный модуль округляем по стандарту (см. приложение, табл. 9), m = 8 мм. Уточняем расчетный модуль (формула 3.59) Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Диаметр начальной окружности шестерни dwi = mzj = 8 • 17 = 136 мм. Расчетная окружная скорость колес (формула 3.47) 1 = 10 = 0,142 м/с. 60000 60000 При данной скорости рекомендуемая степень точности передачи (табл. 3.33) - 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности. Уточняем коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.16) Kfv= 1,018. Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений (рис. 3.19) = 0,92. Модуль зацепления -7 аг , / 1.018 • 1.0 -7 со т = 7.46-/, 0,3.-3, = 7,68 мм. Принимаем по стандарту m = 8 мм. 7. Проверочный расчет зубьев на прочтешь при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки (формула 3.61) ofm = < {ofMl - Вычисляем напряжение изгиба в зубьях шестерни (табл. 3.13, формула 3 17): Cn = Ff,Fp = 4.25 1,0 = = 88 МПа < [Ои] = 116 МПа, где удельная оасчетная нагрузка (формула 3 25) 27* 2 • 573 • 10» 136 . 70 1,0- 1,35- 1.013= 165 МПа. Здесь ширина зубчатого венца Ьц, -фЛ1 = = 0,5 • 136 = 68 мм, принимаем bw - 70 мм. Остальные величины определены при расчете модуля зацепления Напряжения изгиба в зубьях колеса (табл 3 13, формула 3 17) ар2 = Ор, 2 = 88,41 - 75 МПа < 4,25 < [ар2] = 127 МПа. Напряжения изгиба от максимальной нагрузки в зубьях шестерни Орм = 88 - 2 = 176 МПа < [армЛ = 311 МПа, в зубьях колеса of«2 = 75 - 2 = 150 МПа < [ормг] = 311 МПа, где- = 2 задано в исходных данных расчета. 8 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки Расчетное напряжение, создаваемое максимальной нагрузкой (формула 3 60), = ан/ -у < \С5нм\ . Вычисляем контактное напряжение от номинальной нагрузки (табл 3 13, формула 3.15): Ofi = LuLuZe. у---------- Определяем величины, необходимые для расчета. Крутящий момент Тн\ - 573 • 10 Н • мм. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (формула 3 28), Zh= = 1,76 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес (формула 3 29), Zm= 275 NVna Коэффициенттор-цового перекрытия (формула 3 3) ea = [l,88-3,2(4-y]cosp = = 1,88-3,2(4-1) = 1.65. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (формула 3 30), 4-1 65 = 0,88. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см с 72) для прямозубых колес, Кна= 1,0 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис 3 14, 6) при i;<f = 0,5 и консольном расположении зубчатого копеса на роликовых опорах, Кнр= 1.17 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл 3 16), Khv == = 1,01 Контактное напряжение Он = 1,76 - 275 - 0,88 x 12 • 573 103 . 1,0 1,17 ПоГ~ 70 - 1362 = 502 МПа. Напряжение от максимальной нагрузки Онм = 502 V2 = 710 МПа < [анм2] = 728 МПа, 9. Принимаем окончательно параметры передачи m = 8 мм, Zi= 17, 85, dwi = = 136 мм; da,2= 680 мм, 6 = 70 мм Полный геометрический расчет зубчатых колес выполняется пО формулам, приведенным в табл 3 5. Пример 5. Рассчитать открытую коническую прямозубую передачу привода конвейера по исходным данным примера 4 1. Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса Материал и термообработку зубчатых колес сохраняем При этом сохраняются и допускаемые напряжения 2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе Согласно рекомендациям (см с 61) принимаем пропорционально-понижающиеся зубья (форма I) Вычисляем внешний окружной модуль (табл 3 14, формула 3 23) .3/-С ,5 Tp.KFpKpYplYp Определяем величины, необходимые для расчета, Тр1 = 573 • IQPH • мм (из примера 4). Коэффициент ширины венца (формула 3 63) = = 0,2 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки ПО ширине венца при консольном расположении шестерни на роликовых опорах (рис. 3.20, б) и отношении Йг = его! = 0.55. Кр, U21. 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 |