Проверочный расчет.

1. Межосевое расстояние

2. Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни мм.

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи мм. Предельные значения и — см. табл. 6.1.4.

3. Контактное напряжение _H, Н/мм²

где — коэффициент равномерности распределения нагрузки по длине зуба, — коэффициент динамической нагрузки зависит от окружной ско­рости колес и степени точности передачи — см. табл. 6.1.9.

Таблица 6.1.9 - Значения коэффициента динамической нагрузки
Степень точности	Твердость поверхности зубьев, НВ	Коэффициент при окружной скорости, м/с
	а	350	1,04/1,01	1,07/1,03	1,14/1,05	1,21/1,06	1,29/1,07	1,36/1,08
б	>350	1,03/1,00	1,05/1,01	1,09/1,02	1,14/1,03	1,19/1,03	1,24/1,04
	а	350	1,04/1,01	1,08/1,03	1,16/1,05	1,24/1,06	1,32/1,07	1,40/1,08
б	> 350	1,03/1,01	1,06/1,01	1,10/1,02	1,16/1,03	1,22/1,04	1,26/1,05
	а	350	1,05/1,01	1,10/1,03	1,20/1,05	1,30/1,07	1,40/1,09	1,50/1,12
б	>350	1,04/1,01	1,07/1,01	1,13/1,02	1,20/1,03	1,26/1,04	1,32/1,05

Для косозубой передачи:

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Для прямозубой передачи К_На (K_Fa) = 1.

Для косозубых и шевронных колес зависит от окружной скорости ко­лес и степени точности, при 10 м/с и 6...8 степени точности

4. Напряжение изгиба зубьев шестерни u колеса :

где и — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса для прямо­зубых колес, зависящие только от числа зубьев.

Значения коэффициента , учитывающего форму зуба и концентра­цию напряжений в зависимости от числа зубьев z, и коэффициента смеще­ния х режущего инструмента — см. табл. 6.1.10. В связи с тем, что числа зубьев шестерни z ₁ < z ₂, зуб шестерни у основания более тонкий, чем у ко­леса. Это нашло отражение в большем значении ( > ). Изгибную прочность шестерни принимают больше, чем колеса.

Условием равной прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса является:

Для косозубых колес — в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса,

где — угол наклона зубьев. Выбирается коэффициент Y_F (по табл. 6.1.10).

Таблица 6.1.10 - Коэффициенты формы зуба и
v или z	YF	z	YF	z	YF	z	YF	z	YF	z	YF
	4,28		3,92		3,80		3,66		3,61		3,62
	4,27		3,90		3,78		3,65		3,61		3,63
	4,07		3,88		3,75		3,62		3,60
	3,98		3,81		3,70		3,62		3,60

Примечание. Коэффициенты формы зуба Y_F соответствуют коэффициенту смешения ин­струмента х = 0.

У косозубых колес длина зуба больше чем у прямозубых, поэтому в расчетную формулу введен коэффициент , учитывающий наклон линии зуба:

Для прямозубых колес = 1.

F_t — окружная сила в зацеплении, Н;

b ₂ — ширина зубчатого венца колеса, мм;

т — модуль зацепления, мм;

K_Fa — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Для прямозубых колес K_Fa = 1.

Для косозубых и шевронных колес зависит от скорости колес и степени точности, при v < 10 м/с и 6...8 степени точности K_Fa = 0,72...0,91;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для при­рабатывающихся зубьев колес = 1;

и — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²;

K_Fv — коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности и окружной скорости. K_Fv = 1,02...1,95.

Таблица 6.1.11 - Значения КПД механических передач (без учета потерь в подшипниках)
Тип передачи	Закрытая	Открытая
Зубчатая:
цилиндрическая	0,96...0,97	0,93...0,95
коническая	0,95...0,97	0,92...0,94
Червячная при передаточном числе и:
свыше 30	0,70...0,75	—
свыше 14 до 30	0,80...0,85	—
свыше 8 до 14	0,85...0,95	—
Цепная	0,95...0,97	0,90...0,93
Ременная:
плоским ремнем	—	0,96...0,98
клиновыми (поликлиновым) ремнями	—	0,95...0,97
Примечания. 1. Ориентировочные значения КПД закрытых передач в масляной ванне при­ведены для колес, выполненных по 8-й степени точности, а для открытых — по 9-й; при более точном выполнении колес КПД может быть повышен на 1 15%; при меньшей точности — со­ответственно понижен. 2. Для червячной передачи предварительное значение КПД принимают ηап = 0,75...0,85. После установления основных параметров передачи значение КПД следует уточнить. 3. Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэф­фициентами: для одной пары подшипников качения ηпк = 0,99...0,995; для одной пары под­шипников скольжения ηпс = 0,98...0,99. 4. Потери в муфте принимаются ηм = 0,98.

Задача 1. Из расчета на контактную прочность определить геометрические размеры прямозубого ци­линдрического редуктора. Привод состоит из элек­тродвигателя, соединительной муфты и одноступен­чатого редуктора (рис. 6.2.3).

Рисунок 6.2.3

Исходные данные:

Р_дв = 5,5 кВт;

п_дв = 965 об/мин;

;

передаточное число редуктора и = 4 (зубчатая пара).

Материал зубчатых колес и значение допускаемо­го контактного напряжения см. в задаче 6.2.4 – пункты 4.1 и 4.2.

Решение.

5.1. Расчетные коэффициенты.

Для симметричного расположения колес относительно опор коэффи­циент ширины венца колеса — принимается 0,28...0,36, следовательно, .

5.2. Определение межосевого расстояния:

К_а = 49,5 — для прямозубых передач,

K_a = 43 — для косозубых передач,

a_w = 125 мм.

5.3. Ширина зубчатого венца

колеса мм;

шестерни мм.

Принять b ₂ = 42 мм; b ₁ = 48 мм.

5.4. Определить модуль зацепления т, мм:

где K_m — см. п. 1.13-2. К_т = 6,8 — для прямозубых;

мм — делительный диаметр колеса;

= 257 МПа (задача 6.2.4);

Если при расчете получен т < 1, принять по стандарту т = 1,5.

По стандарту т = 1,25 мм (табл. 6.2.1).

5.5. Определить число зубьев z ₁ и z ₂.

Суммарное число зубьев

5.6. Уточнить передаточное число

; отклонения нет.

5.7. Определить основные геометрические размеры передач. Определить пригодность заготовки шестерни и колеса (рис. 6.1.7):

5.8. Уточнить межосевое расстояние:

5.9. Проверка пригодности передачи.

Диаметр заготовки

Толщина диска заготовки колеса

Условия пригодности выполняются.

5.10. Принять степень точности передачи по табл. 6.2.2, гл. II в зависи­мости от окружной скорости колес

Для прямозубой цепной передачи принимаем 9-ю степень точности.

5.11. Проверка зубчатой передачи на контактную прочность.

Прочность обеспечена.

Задача 2. Проверить прочность зубьев прямозубой цилиндрической пере­дачи по напряжениям изгиба (рис. к задаче 6.2.5) при следующих данных: z ₁= 38; z ₂ = 154; Т ₂ = 183 Нм; ширина зубчатого венца колеса b ₂ = 40 мм; диаметры делительных окружностей: d ₁ = 47,5 мм, d ₂ = 192,5 мм; степень точности 9-я; Н< 350НВ; окружная скорость передачи v = 2,4 м/с.

Решение:

6.1. Определить сравнительную характеристику прочности зубьев на

изгиб по отношениям:

для шестерни для колеса

при z ₁ = 38, = 3,72 (табл. 6.2.10),

z ₂ = 154, j = 3,6.

Значения и — см. задачу 6.2.4.

Так как прочность зубьев колеса ниже прочности зубьев шестерни, по­этому проверочный расчет на изгиб выполняется по зубьям колеса.

6.2. Определить расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба колеса:

где F_t — окружная сила (рис. 6.2.10)

— см. пункт 1.14,

- см. пункт 1.14. = 1,06—1,96,

что меньше = 257 МПа (задача 6.2.4). Прочность обеспечена.

Дата добавления: 2015-08-09