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

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