Главная Промышленность Ориентировочная скорость зубчатых колес (формула 3 27) V = 0.0125 = 0,01251.2-202 = = 0.1 м/с. При данной скорости по табл 3 33 устанавливаем 9 ю степень точности Выбираем коэффициент динамической нагрузки для степени точности зубчатых колес, на единицу грубее установленной (см с 80), т е для 10-й степени точности (табл 3 16): Кр = 1,016 (определяется интерполированием по степени точности колес и окружной скорости) По табл. 3 11 принимаем = 18, z = ZiU = = 18 - 5 = 90 Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса (формула 3 7) COS 6i COS 62 где tg6i =1 = = 0.2 (см табл 3 9), = = 1Г19. соответственно (90° - 61) = (90° - 1Г19) = 78°41. Следовательно. 18 90 = ОдаЗб = 019623 = • Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса (рис. 3 21), Ypi = 4,63, Kf2= 4,3 Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние, для прямозубых колес (см с. 77) Кр= 1,0 Определяем отношение для зуба шестерни 1о„] - Т1б - ""У • для зуба колеса Y = = 0.0338. Из двух колес зубчатой пары более слабым является то колесо, для которого ;-4 большее (см примечания к табл 3 14), поэтому в формулу (3 23) подставляем отношение 463 [opiJ 116- Модуль зацепления f4,5-573- ЩД 1.21 1,016 4,63 (1-0,2)0,2/52+7-116 182 = 7,95 мм. Полученный модуль округляем по стандарту (см. приложение, табл 9). т = 8 мм. Начальный диаметр шестерни по большему торцу (табл. 3 9) dwi = niteZi = 8 - 18 = 144 мм. Число зубьев плоского колеса (табл. 3 9) Za = Vz\ -Ь -2 = F 182 -I- 902 = 91.782. Внешнее конусное расстояние (табл. 3 9) Re = 0,bmteZc = 0.5 - 8 - 91,782 = 367,128 мм. Рабочая ширина зубчатого венца (табл 3 1) при tlJft = 1" bw=kRe = 0,2 - 367.128 = 73.4 мм. принимаем bw - 75 мм Проверяем условие (3 64) би, < 10 mte, т е 6и =- 75 мм < 10 - т<е = 10 8 = = 80 мм. следовательно, условие соблюдено Уточняем расчетный модуль (формула 3.59) rtlte Предварительно определяем величины, необходимые для расчета Средний нормальный модуль (формула 3.4) т„ == m<e(l - 0.5 ) cos = - 8(1 ~0.53gig) = 7.182 мм. Средний начальный диаметр шестерни (см с 80) dwml - cosPm = 7,182- 18= 129.276 мм. Расчетная окружная скорость на среднем начальном диаметре шестерни (формула 3.47) miwrnyn я 129.276 - 20 « ,о,= 60000 - 60000 - "«- 1 При скорости Vc= 0,135 м/с рекомендуемая степень точности (табл 3 33) - 9-я, что совпадает с ранее принятой. Уточняем коэффициент динамической цагруз-ки для степени точности колес, на единицу грубее принятой, т е для 10-й степени При 0,135 м/с (табл 3 16) Kfv= 1,022 Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений (рис 3 19) У = 0,92 Модуль зацепления принимаем по стандарту т= 8 мм. 3. Проверочный расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки (формула 3.61) Орм = <tf < [<tfm] . Вычисляем напряжения изгиба в зубьях шестерни (табл. 3.14, формула 3.22): api = YnY p 0,85 rtln = 4,63 • 1,0 X 0.85 .7,182 = 1 0,7 МПа < [am] = 116 МПа, где удельная расчетная нрузка (формула 3.25) 27-;= 2 • 573 • 10» 129,276 - 75 KpaKplFv = 1,0 • 1,21 • 1,022= 146 Н/мм. Здесь коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. с. 82), Кра= 1-Напряжение изгиба в зубьях колеса (табл. 3.14, формула 3.22) OF2 = aF,p= 110,7 = = 103 МПа<[ар2] = 127 МПа. Напряжения изгиба от максимальной нагрузки в зубьях шестерни apui = 110,7 • 2 = 221,4 МПа< [ofm] = = 311 МПа, в зубьях колеса 0FW2 = 103 . 2 = 206 МПа < [арм>\ =311 МПа, где -=г- = 2 задано в исходных данных расчета. 4. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки (формула 3.60) [О/т]. Вычисляем контактное напряжение от номинальной нагрузки (табл. 3.14, формула 3.19): Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей (формула 3.28), Zh~ 1,76. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес (формула 3.29), Zm= 275 МПа. Коэффициент торцового перекрытия (табл. 3.11) Еа= 1,58. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (формула 3.30), Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. с. 82), Кна= 1,0. Коэффициент, учитывающий распределение на- грузки по ширине венца при консольном расположении шестерни на роликовых опорах (рис. 3.20, а) и отношении 2-. = i?:o = 0.55-=».»3. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл. 3.16) для степени точности колес, на единицу грубее принятой, т. е. для 10-й степени, /Сяц= 1,01 (определяется интерполированием по степени точности и скорости). Контактное напряжение ая= 1,76- 275-0,9Х v 1/4,5- 573-103. 1,0.1,13.1,01 V (1 -0,2)0,2.1443 . 5 -• Напряжение от максимальной нагрузки анм = 5071/2 = 717 МПа < {ghm2[ = 728 МПа. 5. Принимаем окончательно параметры передачи: mg= 8 мм; = 18; 90; d = = 144 мм; d3= 720 мм; 6= 1Г19; 6= = 7841; = 367,128 мм; 6= 75 мм. Полный геометрический расчет зубчатых колес выполняется по формулам, приведенным в табл. 3.9. Пример 6. Рассчитать червячную передачу с архимедовым червяком одноступенчатого редуктора общего назначения по следующим данным: мощность, передаваемая червяком, /Vi= = 11 кВт; частота вращения червяка П]= = 975 мин" (102 рад/с); передаточное число и = 20; работа нереверсивная, непрерывная; нагрузка постоянная; срок службы передачи = 10 ООО ч; кратковременно действующая максимальная нагрузка при пуске в два раза больше номинальной. Выбор материала червяка и червячного колеса. 1. По табл. 3.30 выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости 45...50 HRCs и последующим шлифованием витков. Редуктор общего назначения, поэтому в целях экономии дорогих оловянных бронз принимаем материал венца колеса Бр. АЖ 9-4 (отливка в песок) с механическими свойствами: ат= 200 МПа; ае= 400 МПа. 2. Принимаем число заходов червяка (см. с. 15) 2i= 2 и КПД передачи т) = 0,82. 3. Крутящий момент на валу колеса (формула 3.81) Г, = 9550 .10 = 9550 • 10» х 11 -20 • 0,82 IT X-== 1767 -10 Н • мм. 4. Ориентировочная скорость скольжения (формула 3.91) Vc = 0,0004 «1 У -[ = 0,0004 • 975 х fl767 . 103 -jOo = 4.7 М/С. 5. При данной скорости по табл. 3.35 требуемая степень точности передачи 8-я. 6. Допускаемое контактное напряжение (табл. 3.30) [Он] = 300 - 25 у, = 300 - 25 • 4,7 = 182 МПа. 7. Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки (см. с. 89) [анм] = 2 От = 2 • 200 = 400 МПа. 8. Допускаемое напряжение изгиба при базовом числе перемены напряжений Nfo= Ю* для нереверсивной нагрузки (табл. 3.31) [ofIo = 102 МПа. 9. Суммарное число циклов нагружении (формула 3.85) Nz = Nfe = GOnJ = 60 10000 = = 29,25 • 10«. 10. Коэффициент долговечности (формула 3.93) К 1/ -.У 10" 1/ ley 29,25 • 10" = 11. Допускаемое напряжение на изгиб (формула 3.92) [Of] = [of]oKfl = 102 . 0,57 = 58 МПа. 12. Допускаемое напряжение на изгиб при расчете на действие максимальной нагрузки (см. с. 89) [Ofm] = 0,8 = 0,8 • 200 = 160 МПа. 13. Число зубьев червячного колеса (формула 3.78) = 2 • 20 = 40, т. е. удовлетворяется условие (3.79). 14. Коэффициент диаметра червяка (формула 3.82) q = 0,25z2= 0,25 • 40 = 10, что соответствует стандартному значению q (см. приложение, табл. 13). 15. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. с. 86), Кнр= /С(з= 1- 16. Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку (формула 3.86), Khv = 0,3 -f 0,1 п -f 0,02 = 0,3 -f -f 0,1 -8 4-0,02-4,7= 1.194. 17. Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной ВЫНОСЛИВОСТ! (табл. 3.26, формула 3.75): 170 \2 <? / 182.10 1767- 10 • 1,0-1,194 = = 242,5 мм. 18. Модуль зацепления = Н = 2 = 9,7 мм. Zz + q 40-1-10 Принимаем по стандарту (см. приложение, табл. 12) m = 10 мм. 19. При стандартном модуле межосевое расстояние + 10(40+10) 250 20. Делительный угол подъема червяка (табл. 3.22) у = 1П836". 21. Делительные диаметры: червяка d\= qm = 10 - 10 = 100 мм; червячного колеса ,2= mza= 10 • 40 = = 400 мм. 22. Расчетная скорость скольжения (формула 3.74) ndwitii я - 100 - 975 с 9 ~ 60 ООО COST ~ 60 000 0.98058 ~ что больше ранее принятой ориентировочной скорости Vc == 4.7 м/с. поэтому необходимо уточнить параметры передачи. 23. При скорости Vc = 5,2 м/с допустимое контактное напряжение (табл. 3.30) [ak] = 170 МПа. 24. Рекомендуемая степень точности передачи при Vc = 5,2 м/с (табл. 3.35) -- 7-я. 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 |