Машиностроение \ Детали машин

Розрахунок та проектування редуктора, страница 3

де базове число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [1,мал. 3.16]

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|

але|та| оскільки|тому що|

[1,див. с. 77], приймаємо  

 Межа  контактної витривалості.     

Коефіцієнт безпеки для зубів з|із| однорідною структурою матеріалу 

[1, див. с. 75]    Коефіцієнт, що враховує шорсткість  зв'язаних поверхонь

[1, табл|. 3.18] ZR=0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість

 [1, див. с. 75]  Zv=1,0. Контактна напруга, що допускається| для  шестерні

3.7. Контактна напруга|напруження|, що допускається, для  колеса  [1, формула   3.33]

Заздалегідь, знаходимо|находимо| межу контактної витривалості  поверхонь  зубів, відповідну еквівалентному числу циклів напруг|напружень| [1, формула 3.34]:

тут межа контактної витривалості, відповідна базовому числу циклів зміни|перерви,переміни|  напруг|напружень| [1, табл|. 3.17]    

Коефіцієнт довговічності   [1, формула 3.35]

де базове число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [1, мал. 3.16]

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|

але|та| оскільки|тому що|

[1,див. с. 77], приймаємо  

Отже, межа  контактної витривалості.      Коефіцієнт безпеки для зубів з|із| однорідною структурою матеріалу 

[1, див. с. 75]   Коефіцієнт, що враховує шорсткість  зв'язаних поверхонь

[1, табл|. 3.18] ZR=0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість

       [1, див. с. 75]  Zv=1,0.

Контактна напруга|напруження|, що допускається, для  шестерні

3.8. Контактна напруга|напруження| передачі, що допускається [1, формула 3.41]

мПа|

Перевіряємо умову [1, формула 3.42]

 

 тобто  умова виконана, тому приймаємо контактну напругу|напруження| передачі, що допускається

3.9. Контактна напруга|напруження|, що допускається, при розрахунку на дію максимального навантаження [1, див. с. 80] для шестерні

для колеса

3.10. Розрахунок передачі на контактну витривалість. Обчислюємо|обчисляємо,вичисляємо| початковий діаметр шестерні [1, табл|. 3.13, формула 3.16]

Заздалегідь  визначаємо  величини, необхідні для розрахунку.

Т = 9550*10* = 9550*10* = 182363,8 (Н*мм).

Орієнтовна швидкість зубчатих колес  1, формула 3.27 :

V = 0.0125* = 0.0125* = 1,58(м/с).

При даній швидкості необхідна ступінь точності передачі  9-а  

Коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження між зубами для прямозубих передач, К = 1,0  .

К = К*К*К = 1,4.

Коефіцієнт ширини вінця  = 0,25 .

Коефіцієнт,  враховуючий розподіл навантаження за шириною вінця, при відношенні:

 =  = 0,77;  К = 1,07 .

Коефіцієнт динамічного навантаження  для 9-ої ступіні точності    К= 1,3.

Коефіцієнт, враховуючий форму сопряжених поверхонь, Z = 1,76*cos= 1,76*cos0 = 1,76.

Коефіцієнт, враховуючий механічні властивості матеріалів сопряжених колес, Z = 275 МПа.

Вибираємо число зубів шестерні  Z= 18  та коефіцієнт торцового перекриття  = 1,58. .

Коефіцієнт, враховуючий сумарну довжину контактних ліній,

Z= =  = 0,9. .

Початковий діаметр шестерні по більшому торцю:

d =  мм.

Зовнішній окружний модуль:

m= =  = 5.6 мм.

Отриманий модуль округляємо за стандартом.

Приймаємо m= 6 мм .

Перераховуємо початковий діаметр  d= m*z = 6*18 = 108.

Число зубів плоского колеса

Z =  =  = 98,65.

Z= Z*u = 18*5,41 =97.

Зовнішня конусна відстань  R= 0.5*m*Z = 0.5*6*98,65 = 295.95 мм.

Робоча ширина зубчатого вінця при  =   b =  =

= 0.25*295.95 = 73,98мм.

Перевіряємо умову:

b = 73,98 мм > 10*m = 60 мм. Умова виконується.

11) Перевірочний розрахунок зубів на контактну витривалість.

Розраховуємо середній нормальний модуль зачеплення

mcos;   = 0;

mcos 0 =5.25 мм.

Визначаємо середній початковий діаметр шестерні:

d  = 94.5мм.

Визначаємо розрахункову окружну швидкість на середньому діаметрі шестерні:

V =  =  = 2.35м/с.

При даній швидкості необхідна ступінь точності передачі 9-а   .

Коефіцієнт, враховуючий  окружну швидкість передачі,   = 1.01.

.

Уточнюємо коефіцієнт динамічного навантаження  :

 = 1,3.

Початковий діаметр шестерні по більшому торцю:

 = 94.5 = 95.12мм.

Знову визначаємо окружний модуль   мм.

Отриманий модуль округляємо до стандартного. Приймаємо .

Діаметр початкової окружності по більшому торцю, що відповідає стандартному модулю,  мм.

12) Перевірочний розрахунок передачі на контактну міцність при дії максимального навантаження.

Фактична напруга при розрахунку на контактну витривалість:

 = =1,76*275*0,9* = 473МПа.

 МПа    476,7 МПа. Умова виконується.

Розрахункова напруга від максимального навантаження:

 МПа.

 МПа      = 1624 МПа. Умова виконується.

Тут відношення  = 1,5 задано у вихідних даних розрахунку.

13) Перевірочний розрахунок зубів на витриманість за напругами вигину.

Вигинна напруга для зуба шестерні:

        .

Заздалегідь визначаємо величини, необхідні для розрахунку.

Знаходимо еквівалентне число ззубів для шестерні та колеса:

Z = ;

Z= .

tg ;

 =;

;

;

Z.

Визначаємо коефіцієнти, які враховують форму зуба:

Y = 4.6 ; Y = 4.25.

Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зуба на його напружений стан, для прямозубих колес  Y = 1.0   .

Розрахункове удільне навантаження W, де TН*мм;

d мм;

b = 73,98мм.

Коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження  між зубами,

К = 1.0  .

Коефіцієнт, враховучий розподіл навантаження по ширині вінця при відношенні:

;   К= 1,07  .

Коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження при швидкості V = 2.35 м/с; К = 1,2  .

W * 1.0*1.07*1.2 = 66.98 Н/мм.

Середній нормальний модуль m= 5.25 мм.

Напруга вигину для зуба шестерні:

МПа;

для зуба колеса:

==69.04*= 63.78 МПа.

МПа < =197 МПа. Умова виконується.

14) Перевірочний розрахунок зубів при вигині максимальним навантаженням.

Розрахункове навантаження від максимального навантаження:

     .

Розрахункове навантаження для зуба шестерні:

= 69.04*1,5 = 103.5 МПа  <= 578 МПа;

для зуба колеса:

= 67.78*1,5 = 101.6 МПа  < = 526 МПа.

Умови виконуються.

15) Приймаємо  наступні параметри передачі:

Z=18;

Z= 97;

m=6 мм;

d=108 мм;

d=m*z = 6*97 = 582  мм;

b = 74 мм;

 = ;

 =  .

Скачать файл