Розрахунок редуктора індивідуального виготовлення. Приклад розрахунку прямозубих циліндричних передач двоступінчастої коробки швидкостей, страница 9

Попередньо знаходимо границю контактної витривалості сг_ШшЬ поверхонь   зубців,   яка   відповідає   базовому   числу   циклів   напружень (табл.2.1). Для  вуглецевих та легованих сталей при  середній твердості поверхонь зубців Я₁₃ <350ЯВ_и і #₂₄ <350НВ_2А:

для блока шестірень

<?ншь,, = ² ■ ^я#и + 70 = (2 - 285) + 70 = 640М7«

для зубчастих коліс

Сншь 4 ^{= 2}" ^ЯВ2,4 + 70 = (2 • 245) 4- 70 = 560М7_а Оскільки   N_HEi%>N_HOx^   a   N_m^>N_HOi4,   то   для   визначення   коефіцієнта довговічності іС_ж користуємося формулою (2.34):

N«o,,	І2Д8-І07 2| 5,4-1(Г І3.86-Ю7	-0,96
\Nm>->		= 0,96
\*ш»

для блока шестірень     К_{Нк я} =:

Оскільки А:_Жіз >0,75, беремо А:^ =0,96

для зубчастих коліс       K_HLi+ = я

Оскільки І^_Я£24 >0,75, беремо ^_{ж 4} =0,96.

Коефіцієнт Z_A, що враховує вплив шорсткості спрядених поверхонь зубців вибираємо за табл.2.2. Для довбаних поверхонь зубців блока шестірень при шорсткості, що відповідає 5-му класу 2_Щг =0,9, а для фрезерованих поверхонь

70

зубців зубчастих коліс при шорсткості R_a= 2,2...1,25 мкм Z_R2.4=0,95. Коефіцієнт Z_v, що враховує вплив колової швидкості, визначаємо за графіком (рис.2.3). У попередніх розрахунках беруть Z_V= 1, що відповідає коловій швидкості V <= 5 м/с. Коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса Z_x= 1 (при d< 700 мм). Коефіцієнт запасу міцності для зубців з однорідною структурою матеріалу (поліпшення) S_H= 1,1.

Допустиме контактне напруження: для блока шестірень

_г і       640-0,96-0,9-М    _e/v,_ljrrT

iff,,,                     _xx

для зубчастих коліс

_{г 1}        560-0,96-0,95 -М    „_А._т ^м              Ц

За допустиме контактне напруження [сг]_и передачі беремо менше з двох одержаних значень. Приймаємо [сг^ = [<х]_{Н2 4} = 464 МШ.

5.3.4.2. Допустиме граничне контактне напруження при дії максимального навантаження(п.2.5.1).

для блока шестірень

[а]_Шїз =2,8-or_ffi = 2,8 -750- 2100 МІа.

для зубчастих коліс

[сг]^ ₄ = 2,8 • сг_я, - 2,8 • 640 - 1792 МПа.

5.3.4.3. Допустиме напруження на згин (формула (2.38))

\а]; = ^а^^ьКж ' ^ ' ** ' їх ' їй.

S_F

Попередньо знаходимо границю витривалості зубців на згин <т°_ПтЬ при базовому числі циклів напружень на згин для пульсуючого циклу навантаження (табл.2.3). Для вуглецевих та легованих сталей при твердості зубців у серцевині основи зуба 180...350НВ:

для блока шестірень      <г°_РШЬі3 = 1,75• HB_1,3 = 1,75• 285 = 499МПа

для зубчастих коліс       <т°_РШЬл4= 1,75 - НВ_2,4 = 1,75 • 245 = 429МПа

Коефіцієнт, що враховує характер прикладання навантаження (табл.2.4) при односторонньому прикладанні в нереверсивних передачах К_FC= 1.

Гдг^-Коефіцієнт довговічності (формула (2.39)) K_FL=  де при

V^NFE

71

Округляючи до найближчого кратного 5, приймаємо a'_w= 185мм.

2. Визначаємо ширину зубчастого вінця колеса і блока шестірень (формули (3.7) і (3.8))

К ^W'ba'^aw=0,15-185 = 21$5мм Значення Ь[ округляємо до найближчого стандартного за ГОСТ 6636-69 (табл.3.5), беремо Ь_А - 28мм.

b₃^b₄+ (2..Л) - 28 + (2...4) = (З0...32)лмі , беремо Ь₃ = 32мм (табл.3.5).

3. Визначаємо модуль зубчастого зачеплення (формула (3.59))

т — — = — = 2,8 мм, 10     10

Відповідно до ГОСТ9563-60 (табл.3.4) приймаємо т = 3мм.

4. Визначаємо сумарне число зубців шестірні та колеса (формула (3.11))

_Zy=,^[_ai=ld^ _{= 12}3₉33

тЗ

Округляємо до найближчого меншого числа, приймаємо Z_t= 123. Оскільки при одержаному сумарному числі зубців неможливо "вписатися" в прийняту міжосьову відстань a_w= 185мм, застосовуємо кутове коригування передачі (п.п.3.2.2).

5. Визначаємо кут зачеплення коригованої передачі (формула (3.39))

(Q,5-m-Z_T'Co$a}             ! 0,5-3-123-cos20°^    __ __о-₀    л^^о    л a_w= arccos  —------- ⁵—----   ~ arccos —---------------- —  ~ 20,4333 = 0,35б628р<зд.

6. Визначаємо сумарний коефіцієнт зміщення x_s (формула (3.40))

0J>Zjfgaw ~<*w-0,014904) ^Ч~~'  t_g20°

₌ 0,5 -123(^20,4333° -0,356628-0,014904 ~                          0,36397

7. Беремо коефіцієнт зміщення для шестірні jt₃ - х_£ = ОД 77 для колеса     х₄ = 0 (табл.3.12).

8. Визначаємо коефіцієнт допустимого зміщення (формула (3.41))

£^2^185   123₌₌₀₁₆ ⁷     m      2       3       2

9. Визначаємо коефіцієнт вирівнювального зміщення (формула (3.42))

AjM *_£ - >> = 0,177 - ОД 6 - 0,017

10. Визначаємо число зубців шестірні (формула (3.43))

^z-^)=^=³⁵'¹⁴'^6epeMOZ'=³⁵11. Визначаємо число зубців колеса (формула (3.44))

Z₄=Z_£~Z₃ =123-35 = 88

74