Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 5

5.1.9. Перевірний розрахунок на згин для попередження залишкових деформацій або крихкого злому зубців максимальним навантаженням (формули (3.38))

CTfmi ^cr_Fl-К_п = 56-2 ^ШШа <[а]_ш~\ШМПа CJFM2= «7/,2-Кп = 52 *2 = ШМІ7а<[сг]_т2~9ЮМПа

5,1.10. Визначення геометричних розмірів шестірні та колеса.

Геометричні розміри тестірні:

Ділильний діаметр:  d_x= ~-^   ¹= ———-г- = 79,39 мм.

cos/?     cos 10,73 З

Діаметр поверхні вершин зубців

d_aX ^d_x + 2m_n= 79,39 + (2 • 3) = 85,39 mm.

Діаметр поверхні западин

d_fl = d_x- 2,5m_n= 79,39 - (2,5 • 3) = 71,89 мм.

Ширина вінця         Ь[ = Ь₂ + (2...4) == 80 + (2..Л) = 82...84 лш.

Приймаємо Z?_} =85лш,(табл.3.5).

Геометричні розміри колеса:

тт-                  «    •                      ї      W.-Z,                    3-105        л^л^і

Ділильний діаметр: <і, = —*—~ --------- =- = 320,61 лш.

cos/?     cos 10,73 З

Діаметр поверхні вершин зубців

d_a2 =d₂+ 2m_n= 320,61 + (2 • 3) = 326,61 мм.

Діаметр поверхні западин

d_f2 = d₂- 2,5m_n= 320,61 - (2,5 • 3) = 313,11 млі.

Ширина вінця Ь₂ = 80 мм (визначена в підрозд. 5.1.5). Міжосьова відстань передачі (для контролю)

d_x+d₂79,39 + 320,61   „_

а   = -і      £- =                    - = 200 Аш.

^       2              2

61

5.2. Приклад розрахунку прямозубої циліндричної передачі. Вихідні дані беремо за даними приклада 5*1.

5.2.1. Вибір матеріалів зубчастих коліс.

Беремо ті самі матеріали, що й у прикладі 5.1 .(див.підрозд.5 Л .1).

5.2.2. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на контактну міцність (див. підрозд. 5.1.2).

5.2.3. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на витривалість на згин (див. підрозд. 5.1.3).

5.2.4. Визначення допустимих напружень (див. підрозд. 5.1.4).

[<х]_ні = 530МПа,      [<т]_Н2 - 469МПа. За допустиме контактне напруження для розрахунку прямозубої зубчастої передачі беремо менше з двох значень    [ст]_ю та   [<т]_Я2.

Приймаємо         [с?]'н^=:Мн2⁼469 МПа₅

Мнмі-2100 МПа, Мнм2=1792 МПа, [o]fi=308 МПа. [afe=265 МПа. Mfmi=1058 МПа, [сг]ш2=910 МПа.

5.2.5. Проектний розрахунок передачі на контактну витривалість:

1). Визначаємо орієнтовне значення міжосьової відстані (формула (3.2)).

де К_а допоміжний коефіцієнт. К_а - 495 МПа^і/3(для сталевих прямозубих передач);

Т₂ - 955 Нм; и' = 4; Ч"„ = 0,4;  ¥"«,= 1; К'н^ 1,07 (див. підрозділ 5.1.5).

Тоді

а' = 495(4 +1) зL⁹⁵⁵'*;⁰⁷     ₌ 222.3 мм., ' V(469-4)²-0,4

Одержане значення округляємо до найближчого нестандартного значення. За табл.3.3 приймаємо a_w  = 220 мм.

2). Визначаємо модуль зубчастої передачі (формула (3.6)) m=(0,GL..0,02) a_w=(0₅0h..Q,02) 220=(2,2...4,4) мм. За відсутності абразивного спрацьовування зубців і значних перевантажень беремо менше значення модуля. Згідно з ГОСТ9563-60 (табл.3.4) приймаємо т=2₉5 мм. 3)Зизначаємо ширину зубчастого вінця колеса і шестірні (формули (3.7) і (3.8)). в S = ¥^=0,4*220=88 мм.

62

и ідно з ГОСТ 6636-69 (табл. 3.5) приймаємо в2=85 мм. і І Іирина шестірні */=в₂+(2...4)=85 + (2„.4>=(87..,89) мм. hідно з ГОСТ 6636-69 (табл. 3.5) приймаємо в;=90 mm.

4). Визначаємо сумарне число зубців шестірні та колеса (формула (ЗЛІ))

2₂=~~і^ г=------- = 176, приймаємо Z₂ = 176.

т        2,5

5). Визначаємо число зубців шестірні (формула (ЗЛЗ)).

Zy=—£— =       = 35,2, приймаємо Z₁=35.

«' + 14 + 1

6). Визначаємо число зубців колеса (формула (3.14)).

Z₂=Z_r-Z₁=176--35=141.

7). Уточнюємо передатне число (формула (3.15))

_и =?л ₌ Мі ₌ 4,028                                                             £^~

Z,      35                                     .                                )

Розбіжність з попередньо прийнятим передатним числом складає 0,7 %, що менше допустимої, яка дорівнює 2,5 % при и<4,5.

8). Визначаємо (для контролю) міжосьову відстань (формула 3.16)

„mZ_T     2,5-176    _._л

a_w — — — =---------- = 220 лш.

22

()держане значення збігається з раніше вибраним за табл. 3.3. 9). Визначаємо діаметри ділильних кіл шестірні і колеса. dj=mZi = 2,5 " 35=87,5 мм dj=mZ₂=2_?5 • 141=352,5 мм 10). Визначаємо колову швидкість зубчастих коліс (формула (3.18))

_Л7     7wnZ₂n₂ЗД4-2.5-14Ь100    _tOA,

V =         ^- = -'           <      —— =1,84 м/с.

60-1000           60-1000

І Іри коловій швидкості V=l,84 м/с за табл. 3.6 призначаємо 9^й ступінь точ ності передачі.

S.2.6. Перевірний розрахунок на контактну витривалість.

Розрахункове контактне напруження (формула (3.19)).

„ _~  _{7 7}   J2T₂K_fffiK^K^T^ Gir-Z_MZ_HZ----------- 7ГТ—"—— - F\h

Визначаємо:

1). ZM-коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів. Для сталевих зубчастих коліс Zm=190 МПа^ш (п.2,підрозд. 3.1.2);

2). ZH-коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зубців у полюсі зачеплення. При а=20° коефіцієнт Z_H=2.495 (п.1, підрозд. 3.2.3.1);

3). Zer-коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній (формула (3.49)):

63