Машиностроение \ Детали машин

Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 7

0F2== Jlli'Jk12:!>2513,6■ Ь1 = 154МПа< [a]F2 = 265 МПа 71-2,5                                  1

aF1=aF2^L = 154-^ = 159 МПа<  [^ =30$МПа

YF23,6

висновок;

Міцність на витривалість при згині забезпечена з значним запасом. Для даної

65


пари зубчастих коліс основним критерієм працездатності є контактна міцність, а не міцність на згин.

5.2.9. Перевірний розрахунок на згин для попередження залишкових деформацій або крихкого злому зубців максимальним

навантаженням(формули (3.38))*

Оті^СргКи = 159-2 = 318M7a<[a]wl^1058Afl7a

CFFM2 =сг2,.2  ^ =154-2 = 308МПа< [сг\м1 = 910МПа

5.2.10, Геометричні розміри шестірні та колеса (підрозд. 3.2.4).

Для шестірні:

1). Ділильний діаметр   di=m Zi^2,5 ' 3 =87,5 мм. 81 2). Діаметр поверхні вершин зубців

dai=m-(Z, + 2) = 2,5(35 + 2) -92,5мм   6 Т

3). Діаметр поверхні западин

dfi^m-(Z}-2,5) = 2,5(3 5 - 2,5) - 81,25лш    7 7У 2 З

4). Ширина вінця шестірні

ej= в2+(2...4)мм-71+(2...4Н73...75)мм   ' //?... . 1/J) Приймаємо в/=75мм, що відповідає ГОСТ 6636-69 (табл.3,5).

Для колеса:

1). Ділильний діаметр  d2~m Z2=:2,5 * 141=352,5 мм.      / го, І>

2). Діаметр поверхні вершин зубців                                         ^

de7=m(Z2+2>=2,5(141+2>=357,5MM.   /<?/-•> 3). Діаметр поверхні западин                                                        0 ^

df2=m(Z2-255)=2)5(141-255)=346,25MM.  //^ 4. Ширина вінця колеса

в2~1\ мм ( визначена раніше),   ч ^ Визначаємо (для контролю) міжосьову відстань

d,+d,    87,5 + 352,5   ~~л

5.3. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей (рисЗЛО).

Вихідні дані:

Крутний момент (формула (3.58)) на валу тихохідного ступеня коробки швидкостей               Г,  = 9550-^- = 9550— = 239 Ям,

И2тіп                  200


де Р2 = 5 кВт -потужність на тихохідному (вихідному) валу коробки;

"2 mm = ЗООхе1-мінімальна частота обертання вихідного вала.

Крутний момент (формула (3.60)) на валу швидкохідного ступеня коробки

Т2  = 9550-^- - 9550-5- = 191 Нм, "2ШО               250

де /22шах =250хе'1-максимальна частота обертання вихідного вала.

Попередні значення передатних чисел:

тихохідного ступеня и'т = 2,5, швидкохідного ступеня и'ш = 2

Циклограма навантаження коробки швидкостей на кожній із ступеней зображена на рис.3.1.6, де q{= 0,5; g2 = 0.3; q3= 0,2; к2 = 0,8; £3 "0,6 , а коефіцієнт короткочасного перевантаження ІГЯ =2.

Передачі нереверсивні. Строк служби передач t= 20000 год.

5.3.1. Вибір матеріалів зубчастиж коліс

Вважаючи, що коробка передач індивідуального виготов лення, приймаємо для блока шестірень і зубчастих коліс відносно дешеву леговану сталь 40Х (поковка) із термообробкою поліпшення (табл.2.1). За даними табл. 1.1 вибираємо: для блока шестірень:

твердість поверхні зубців #13 = 269...302ЯВ, 3 (найбільш ймовірна твердість

Н13 = 2%5НВХ з), <хли - 150МПа при діаметрі заготовки до 125 мм,

d/ш коліс:

Я24 = 235...262Я&, 4 (найбільш ймовірна твердість Я24 = 245Я#24)5

сгЛ2 4 = 640М7а при діаметрі заготовки до 280 мм,

5.3.2. Визначення еквівалентного числа циклів напружень

при розрахунку на контактну міцність (формули (2.2) і (2.3))

Еквівалентне число циклів напружень визначаємо за формулами (2.2 і 2.3): для блока шестірень NHFi, = //н з • Nff0jч

для меншого колеса NHE%= //Яі * ІУЯ02 для більшого колеса NHE^ -jjHi *Nmh За графіком (рис.2.2) або за формулою (2Л) визначаємо базове число циклів напружень:

для блока шестірень  NHOiз = 30НВ™ - 30 • 2852'4 = 2,28 • 107

для коліс                         NH(h4 = 30ЯВ2;4 - 30 • 2452'4 = 1,63 -107

Визначаємо число циклів зміни напружень відповідно до заданого строку служби передач (t= 20000 год):

67


Скачать файл