Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 6


з      v    з де єа-коефіцієнт торцевого перекриття прямозубої циліндричної передачі (формула (3.24)):

80=1,88 - 3,21 — + — І = 1,88 - 3,2| + —) = 1,766.

{Z,     Z2J{35    Ш)

4). Кна-коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями. Для прямозубих передач КНа=1 (табл.3.8).

5), Визначаємо фактичний коефіцієнт ширини колеса за початковим діаметром

ЧРМ= Л = 0,971 dx87,5

За графіком (рис.3.3, крива 5) при Ні<350НВ] та Нг^ЗОНВг методом інтерполяції уточнюємо коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця. Беремо Кнр^1,068.

6). Коефіцієнт динамічного навантаження Khv знаходимо методом інтерполяції для 9го ступеня точності прямозубої передачі (табл.3.7). При твердості поверхні зубців Ні^ЗЗОНВід і коловій швидкості V=l,84 м/с коефіцієнт Кн\г=1.09.

7). Уточнюємо величину допустимого контактного напруження. Оскільки    (V=l,84 м/с)<5 м/с, то Zv-1, а [а]н=[аГн=469 Мпа.

8). Виконуємо перевірний розрахунок:

іпл олпс по« /2^955• 103 * 1,068~1,09• 1(4,028 +1)    ^ _' ,7     г 1      ^.^ air 190• 2,495*0,863А------------------- ^------ ^——-^ = 421Ж7а < сгL = 469М7а

V                 352,52-85                                       L  J

9). Оцінюємо недовантаження (формула (3.27))       ,   ?

А = Ин7а^'іоо% = -469~42-іоо°/о = іо?23%>5%

М*                      469

Для економії матеріалу зменшуємо ширину вінця колеса (формула 3*28).

віА T^f-1 b2 = f—1 85 = 68,5 лш.          U ?

u<4j   2    U69J

Одержане значення округляємо до найближчого стандартного (табл.3.5). Приймаємо 62=71 мм. 10). Визначаємо фактичний коефіцієнт ширини вінця колеса за початковим діаметром

dx87,5 Уточнюємо коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця. За графіком (рис 3.3, крива 5) коефіцієнт щ^1,06. 11). Виконуємо перевірний розрахунок

1ПЛ _ .л_ АО/Г^ /2*955-103 • 1,06* 1,09• 1(4,028 +1)     .„ гжгт     г  т       л£лгжп

ан= і 90 - 2,495 - 0,863А---------------- ?       '       v -------- L= 459 М7я < Icr L = 469МПа

У                 352,52-71                                        L *

64


Відхилення діючих контактних напружень від допустимих складає

ILy]   _а і               І469-459І

А = \±_ьні, 100о = I__„„J 100о = 2 д з«/о ,Що допустимо. Ня                        469

Примітка:ТІриперевірному розрахунку за спрощеною формулою 3.29

awu\b2

310        (955 * 103 • 1,06 1,09(4,028 +1)3      .ft1 _ __      r  •,      ^П1і#77

= ------------ ___---------- !---- !—V.i--------- ^_ = 4916 МПа>\а\н =469МПа

220*4S028 V                       71                               >і ш

Перевантаження складає (формула 3.27)

Ly]  -.а І                І469-4916І

A = 1LJ**I. і oo% = і---------- —^ 100% = 4?8% < 5%, що допустимо.

[al469

5.2.7. Перевірний розрахунок на попередження пластичних деформацій або крихкого руйнування робочих поверхонь зубців від ди максимального навантаження (формула (3.30))

СГнм2= &н ■ 4^п = 459л/2 =649МПа <[а]Ш2^\792МПа

5.2.8. Перевірний розрахунок на витривалість на згин.

Визначаємо розрахункові напруження згину у зубцях шестірні та колеса (формули (3.37))

Ь2YF2

2T2-955-103

де Ft ~—— ----------------- ~ 5418 Я -колова сила (формула (332));

mZ22,5-141

К| р™1 Д2-коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис.3.4, крива 5); Kfvs 1,25--коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.9); (Yfi=3,72; УР2=3,6)~коефіцієнти форми зубців Ш графіком для Zf=35; Z2=14i при xij2 = 0 (див. рис.3.5); Кра= -коефіцієнт, ЩО враховує розподіл навантаження між зубцями (п.5 підрозд. 3.1.4); Уц 1 -коефіцієнт нахилу зубців (п.7дтідрозд.3.1.4); Ус=1 -коефіцієнт, що приховує неректриття зубців(п.6, підрозд.3.1.4).

Визначаємо розрахункові напруження згину у зубцях шестірні та колеса