Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 10

12. Уточнюємо передатне число тихохідного ступеня (формула (3.45))

_щ= :?«- = **

2₃    35

Розбіжність з раніше прийнятим передатним числом

[ні — щ І         |2,5 — 2,5 її

д^і-І      Ііюо%-і-^          ^-400% = 0,4% < 2,5% ,

«|                  2,5

що допустимо при и < 4,5.

13. Визначаємо діаметри початкових кіл (формули (3.46))

і        2>a_w2*185

шестірні      d_w=т----- S"^-------- = 105,4Ьш

^{F          Гз}    (м_г+і)    2,51 + 1

2a_w-u_T2-185-2,51 колеса           d_Wi= _? g   4 = ——-             = 264,59лш

⁴     (%+l)        2,51 + 1

14. Визначаємо діаметри ділильних кіл (формули (3.47))

шестірні      d₃=m-Z_x^3-35 = 105мм колеса        d₄= m- Z₂ = 3 * 88 - 264 дш

15. Визначаємо колову швидкість зубчастих коліс (формула (3.18))

л--^-^     3,14-105,41-500    _    . 60-1000        60-1000

Залежно від колової швидкості назначаємо 8^і ступінь точності (табл.3.6).

5.3.6. Перевірний розрахунок на контактну витривалість.

Розрахункове контактне напруження (формула (3.19))

\2-Т₂.К_И^К_т,.К_Иа-{и + \)

Визначаємо:

1.  Z_M-коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів. Для сталевих зубчастих коліс Z_M=190МПа^1/3 (п.3,п.п.3.2.3.2).

2.  Z_H-коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зубців у полюсі зачеплення коригованої прямозубої зубчастої передачі (формула (3.50))

1      Г 2         1       Г    2"

cos а \ ^а_г     cos 20° ^ ^20,43° де а -кут профілю (для стандартних передач а = 20°); a_w-кут зачеплення коригованої передачі, визначений за формулою (3.39).

3. Z_t-коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній

Z(формула (3.5))                _е,.    ₃

_де ^ „ коефіцієнт торцевого перекриття коригованої передачі (формула (3.52))

2*/г

75

де а_а^ і а_а4-кути профілю зубців у точці на колі вершин зубців шестірні

та колеса відповідно (формули (3.53))

d, cosa

а„ = arccosd_A -cosа

a_n = arccos—-------

d„

де а = 20°; d₃ і ^-ділильні діаметри шестірні та колеса відповідно; d_a%і d_ai-діаметри вершин зубців шестірні та колеса відповідно (формули (3.54)) d_ai- d₃+ 2(1 + х₃ - Ду)и = 105 + 2(1 + ОД 77 - 0,017)3 -11 1,96лш

d_at= tf ₄ + 2m = 264 + 2 • 3 = 270лш.

Визначаємо кути а_Сз і о,₄:

105-cos 20°     __,_„

er =arccos—------ — = 28,2

111,96

264.cos20°     _.-₀

а„ =arccos----- —— = 23,25

270

Тоді коефіцієнт торцевого перекриття

35 4g28,2° + 88 -tg23,25° - (35 + 8S)tg20,43⁰ __ Є_а —                                                                                          —1,705,

2*ж а коефіцієнт                Z_e = J——^!---- = 0,875 .

4.  Фактичний коефіцієнт ширини вінця колеса за початковим діаметром хр   -A_ ₌ _±L_ ₌ 0.265. ^м     d_Wx105,41

Оскільки  попереднє  значення   ^xV[_d= 0,26,   то  остаточно  приймаємо  величину коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця £_я/? = 1,036.

5.  За табл.3.7 залежно від ступеня точності передачі, твердості поверхні зубців Н<350НВ і колової швидкості F = 2,76л*/с методом інтерполяції знаходимо для 8~ ступеня точності передачі коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження К_ш/ =1,1.

6.   К_На -коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями. Для прямозубих зубчастих передач К_Яа -1 (див.Примітку до табл.3.8).

7.  Уточнюємо величину допустимого контактного напруження. Оскільки V= 2,61мІс<5м1с,   2_V= 1. Тому ]а\ = [сг]я = 464МШ.

8.  Перевіряємо контактне напруження в полюсі зачеплення

_ілл,,_ал(пс     2-239-10³ -1,036-Ц-Ь (2,51 + 1)    _{ліиіхлу}     \л      лїлхггт _н = 190 • 2,466 • 0,875 •,----- _~~?—-—2---- vj----- £ ₌ 406М7а < [о-^ = 464МШ.

76