Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
дунаев.doc
Скачиваний:
4
Добавлен:
01.04.2025
Размер:
20.21 Mб
Скачать

3.4. Примеры расчетов и разработки эскизных проектов

После определения диаметров ступеней валов, расстояний между деталями передачи, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.

Эскизный проект выполняют в масштабе 1 : 1 на миллиметровой бумаге. Для получения представления о конструкции, размерах деталей передач и их относительном расположении достаточно двух проекций.

Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи следует проверить по двум условиям: по условию размещения подшипников и по соотношению диаметров шестерни d1 и диаметра вала dп для установки подшипника.

Условие 1. Для обеспечения плотного и герметичного стыка желательно устанавливать болт крепления крышки и корпуса редуктора между подшипниками, установленными на валах шестерни и колеса. Чтобы пропустить между подшипниками этот болт, между наружными кольцами подшипников должен быть зазор Δ (рис. 3.7).

Тогда требуемое межосевое расстояние по условию размещения подшипников

Для редукторов Δ > 2√TT .

При необходимости обеспечения малых размеров передачи болт для крепления крышки к корпусу размещают в другом месте, и зазор Δ можно уменьшить до 3 ... 4 мм.

Условие 2. Желательно, чтобы в конструкции вала-шестерни делительный диаметр d1 был равен или больше диаметра вала dП для установки подшипника (рис. 3.8), т.е.

При несоблюдении этого условия входной вал-шестерня оказывается недостаточно жестким (см. также формулы 17.1 и 17.2).

Участок вала диаметром dn (см. рис. 3.1) и диаметром d1(см. рис. 3.3) должен выступать за внешнюю плоскость крышки на величину l(рис. 3.9, а-в), которую можно принимать

г де а - зазор, определяемый по формуле (3.5).

Для вычерчивания эскизной компоновки можно принимать (рис. 3.1 и 3.3) (с обязательным последующим уточнением):

- длину ступицы колеса -цилиндрического lст > b2, червячного

lст > dK, конического lст ≈ 1,2dK, где dK - диаметр отверстия в ступице;

- длину посадочного конца вала lмб = lмт = 1,5d;

- длину промежуточного участка тихоходного вала lКТ = 1,2dп, быстроходного вала цилиндрической передачи lКБ = 1,4 dп, червячной передачи lКБ = 2dП, быстроходного вала конической передачи lКБ = 0,8dП.

Наружную резьбу конических концов валов принимают:

- диаметр резьбы

- длину lр резьбы в зависимости от диаметра dр:

dp,MM 12 ... 24 27 30 36... 42 48... 64

lр, мм 1,2dp 1,1dp 1,0dp 0,8dp 0,7dp

Окончательные размеры lст выявляют после расчета шпоночного (шлицевого) соединения или после подбора посадки с натягом.

Окончательные размеры lкб и lкт определяют при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и при конструировании корпусной детали.

Окончательные размеры lмб и lмт получают после выбора муфты, размеров шкива, приводной звездочки, расчета шпоночного (шлицевого) соединения.

3.4.1. Расчет и эскизное проектирование цилиндрического зубчатого редуктора

Условие примера. Рассчитать и сконструиро­вать цилиндрический одно­ступенчатый редуктор к приводу цепного конвейера (рис. 3.10) по следующим данным.

Окружная сила на двух тяговых звездочках Fl = 6000 Н; шаг и число зубьев звез­дочек: Рзв = 100 мм; z3B = 7. Окружная скорость звездо­чек v = 1 м/с. Продолжительность работы (требуемый ресурс) Lh = 8500 ч. Производство мелкосерийное. Зубчатая цилиндрическая передача косозубая.

Решение. Данный пример относится к случаю 1 задания исходных данных. Руководствуемся порядком расчета, изложенным в гл. 1.

Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вычислим мощность на выходе (1.1)

Потери энергии происходят: в опорах приводного вала, в цепной передаче, установленной между редуктором и приводным валом, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках, в соединительной муфте. По табл. 1.1 соответственно находим: η оп = 0,99;

ηип = 0,92 ... 0,95; ηзп = 0,96 ... 0,98; ηм = 0,98.

Тогда

Требуемая мощность электродвигателя (1.2)

Делительный диаметр тяговой звездочки

Частота вращения приводного вала (1.4)

Передаточные числа по табл. 1.2: цепной передачи uцп = 1,5 ... 4; зубчатой передачи uзп = 2,5 ... 5. Требуемая частота вращения вала электродвигателя (1.6)

nэ.тр= nвых uтuт = 82,9(1,5 ... 4,0) (2,5 ... 5,0) = 310 ... 1658 мин-1.

По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР132S4: Рэ = 7,5 кВт; nэ = 1440 мин-1.

Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода (1.7)

uобщ=nэ/nвых =1440/82,9 = 17,37.

С другой стороны, uобщ = uцпuред. Примем uред = 5. Тогда uцл = uобщ/uред = 17,37/ 5 = 3,47.

Частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора

uБ = uэ= 1440 мин-1. Частота вращения выходного (тихоходного) вала nT= пБ/ иред = 1440/5 = 288 мин-1.

Определение моментов. Вращающий момент на приводном валу (1.14)

Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)

Момент на быстроходном валу редуктора (1.19)

Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1):

I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ;

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 HRC;

III - колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HRC;

IV - колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо НВcр = 0,5(235 + 262) = 248,5; NHG = 30НВcр2,4= 30 • 248,52,4 = 1,68 * 107; шестерня НВ cр = 0,5(269 + 302) = 285,5; NHG = 30 • 285,524 = 2,35- 107;

II - колесо НВср = 285,5; NHG = 2,35 • 107; шестерня HRСсp = 0,5(45 + 50) = 47,5. По таблице перевода (с. 18) HRCcp = 47,5 соответствует НВср = 456. Тогда NHG = 30 * 4562,4 = 7,2*107;

III - колесо и шестерня HRСсp = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВср = 490. Тогда NHG= 30 • 4902,4 = 8,58*107;

IV - колесо и шестерня HRCср = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВср = 605. Тогда NHG= 30 • 6052,4 = 1,42 • 108.

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний NFG = 4 106.

Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений. По формулам (2.3) получим:

- для колеса N2 = 60 п2 Lh = 60 • 288 • 8500 = 1,47 • 108;

-для шестерни N] = N2 u = 1,47 * 108 * 5 = 7,35 • 108.

Определим теперь коэффициенты долговечности.

Так как при N> NHG коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям ZN = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни ZN = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки YN = 1, так как во всех случаях N >4- 106.

Вычислим теперь допускаемые контактные и изгибные напряжения. По формулам табл. 2.2 пределы выносливости

σHlim и σFlim, соответствующие базовым числам Nhg и Nfg для вариантов ТО такие:

I - колесо σHlim2 = 1,8НВср + 67 = 1,8 • 248,5 + 67 = 514 Н/мм2;

σFlim2 = 1,03НВср = 1,03 • 248,5 = 256 Н/мм2;

шестерня σHliml = 1,8 • 285,5 + 67 = 581 Н/мм2;

σFlim1 =1,03 -285,5 =294 Н/мм2;

II- колесо σHlim2 = 1,8*285,5 + 67 = 581 Н/мм2;

σFlim2= 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм2;

шестерня σHliml =14HRCcp+ 170 = 14 • 47,5 + 170 = 835 Н/мм2;

σFlim1= 310 Н/мм2;

III - колесо и шестерня σHlim = 14 • 50,5 + 170 = 877 Н/мм2;

σFlim = 310 Н/мм2;

IV - колесо и шестерня σHlim = 19HRCcp = 19 * 59,5 = 1130 Н/мм2;

σFlim = 480 Н/мм2.

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений σHlim и σFlim на коэффициенты ZN и YN (2.6). Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты ZN = 1 и YN = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [σ]н = σHlim и [σ]F = σFlim

Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле (2.7)

Это напряжение не должно превышать значение 1,25 [σ]H2 = 1,25 *581 = 726 Н/мм2. Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [σ]H1и [σ]H2. Таким образом:

Вариант I - [σ]H =514 Н/мм2; [σ]F2 = 256 Н/мм2; [σ]F1 = 294 Н/мм2.

Вариант П - [σ]H = 637 Н/мм2; [σ]F2 = 294 Н/мм2; [σ]F1 = 310 Н/мм2.

Вариант Ш - [σ]H = 877 Н/мм2; [σ]F2 = [σ]F1 =310 Н/мм2.

Вариант IV - [σ]H = 1130 Н/мм2; [σ]F2 = [σ]F1 = 480 Н/мм2.

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в разд. 2.2, принимаем:

- коэффициент межосевого расстояния для передач с косыми зубьями Ка = 43,0;

- коэффициент ширины Ψba = 0, 315;

- коэффициент ширины Ψbd по формуле (2.8);

Для вычисления коэффициента KHβ неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы S=8 (см. табл. 2.3) и по формуле (2.9) рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III и IV:

При твердости < 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки I и II, коэффициент КHβ = 1.

Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1.

1. Межосевые расстояния определяем по формуле (2.10) для всех принятых вариантов материалов и термообработки.

Таким образом получены передачи с различными межосевыми расстояниями: чем выше значение допускаемого контактного напряжения, тем меньше межосевое расстояние передачи. С целью получения меньших размеров и, следовательно, массы желательно принять передачу с наименьшим межосевым расстоянием. Но надо предварительно проверить для рассчитанных передач выполнение двух условий, приведенных в разд. 3.4. Для этого следует определить диаметры dn валов в местах установки подшипников и делительные диаметры d1шестерен.

По формулам (3.1) и (3.2) и табл. 3.1 находим:

- для входного (быстроходного) вала с коническим концом

По табл. 12.5 принимаем d= 25 мм. Тогда dП = 25 + 2 * 1,8 = 28,6 мм. Принимаем dП = 30 мм.

- для выходного (тихоходного) вала с коническим концом

Принимаем dП =40 мм.

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле

Тогда для принятых вариантов ТО:

I – d1 =2*120/(5 + 1) = 40 мм;

II - d1 =2*105/(5 + l) = 35 мм;

III - d1=2*90/(5 + 1) = 30 мм;

IV- d1=2*75/(5 + l) = 25 мм.

Проверка передач по условию 1 размещения подшипников. По формуле (3.6) требуемое межосевое расстояние должно быть

Расстояние Δ = 23√ Tt = 23216 ≈ 12 мм.

Тогда для подшипников (см. табл. 19.18 - 19.24):

легкой серии DБ = 62 мм; DТ = 80 мм; атр > 83 мм;

средней серии DБ = 72 мм; DТ = 90 мм; атр > 93 мм.

Следовательно, передача с межосевым расстоянием aw = 75 мм по этому критерию не проходит.

В случае применения подшипников средней серии не проходит также передача с межосевым расстоянием aw = 90 мм.

Проверка передачи по условию 2 соотношению диаметров валов (формула (3.7)). Диаметр входного вала dП = 30 мм. Сравнивая этот диаметр с делительными диаметрами d1, находим, что вариант с межосевым расстоянием aw = 75 мм не проходит по этому критерию.

Для дальнейших расчетов целесообразно принять передачу с межосевым расстоянием aw = 105 мм.

2. Предварительные основные размеры колеса. Для выбранного варианта определим предварительные основные размеры колеса:

- делительный диаметр (2.12)

- ширина (2.13)

Принимаем из ряда стандартных чисел b2 = 34 мм (табл. 19.1).

  1. Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 примем коэффициент модуля

Кm = 5,8. Тогда по формуле (2. 16)

Округляем до стандартного значения из первого ряда:

m = 1,5 мм. Далее, руководствуясь последовательными этапами расчета, изложенными в разд. 2.1.1, определяем остальные параметры.

4. Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклона зубьев (2.17)

Суммарное число зубьев (2.18)

Округляя в меньшую сторону до целого числа, принимаем zs = 137. Тогда действительное значение угла β (2.19)

5. Число зубьев шестерни (2.20)

Принимаем zl = 23.

Число зубьев колеса (2.21) z2 = zsz1= 137 - 23 = 114.

6. Фактическое передаточное число иф = z2/z1 = 114/23 = 4,9565.

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)

что находится в допускаемых пределах.

7. Геометрические размеры колес (см. рис. 2.1). Делительные диаметры (2.23):

- шестерни

- колеса d2 = w-1 =2 • 105-35,255 = 174,745 мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев (2.24):

- шестерни

- колеса

Ширина шестерни b1 = 1,08b2= 1,08 • 34 ≈ 37 мм.

8. Проверка пригодности заготовок колес для принятой термообработки (см. рис. 2.2):

- для шестерни

- для колеса без выточек

По табл. 2.1 для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес:

Dпр = 125 мм; Snp = 80 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

9. Силы в зацеплении (см. рис. 2.3) вычисляют по формулам (2.25):

-окружная Ft = 2T2/d2 =2*216* 103/l 74,745 = 2472 Н;

-радиальная Fr = Ft tgα/cosβ = 2472 tg20°/cos 11,8826° = 920 Н;

- осевая Fa = Ft tgβ = 2472 tg 11,8826° = 520 H.

10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи uф = 4, 9565, то частота вращения вала колеса

n2 = 1440/4,9565 = 290,5 мин-1.

Окружная скорость колеса

Назначаем степень точности 7 (см. табл. 2.4).

Коэффициент К = 0,81 (с. 25).

Коэффициент Yβ(2.26)

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент

К = 1,0. При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент KFv = 1,2.

Для определения коэффициентов YFS2, YFS1 вычислим приведенные числа зубьев:

колеса zv2 - z2/cos3 β= 114/cos3 11,8826° = 121,7; шестерни

zvl = z1/cos3 β = 23/cos3 11,8826° = 24,5.

По табл. 2.5 принимаем YFS2= 3,61; УFS1 = 3,9.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29)

что меньше допускаемых напряжений [σ]F2 = 294 Н/мм2. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30)

что также меньше [σ]F1 = 310 Н/мм .

11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Определим значения уточняющих коэффициентов (с. 27): KHα=1,1; K = 1; KHv = 1,1 при твердости зубьев колеса < 350 НВ.

Расчетное контактное напряжение (2.31)

Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (651/637 ≈ 1,02), что, однако, находится в допустимых пределах.

Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов (3.2).

Для входного вала ранее нашли: d = 25 мм; dП = 30 мм. Диаметр заплечика dБП = dП + 3r = 30 + 3(l,5... 2,0) = 34,5... 36 мм.

Наружный диаметр шестерни da1 = 38,255, что мало отличается от dБП = 36 мм. Поэтому примем dБП = 38,255 мм.

Для выходного вала ранее нашли: d = 36 мм; dП = 40 мм. Диаметр заплечика dБП = 40 + 3(2 ... 2,5) = 46 ... 47,5 мм. Примем стандартное значение dБП = 48 мм. Диаметр посадочной поверхности для колеса примем dК= 48 мм. Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле (3.5)

Предварительно выберем шариковые радиальные подшипники. Установку подшипников наметим по схеме враспор (рис. 3.6, б).

Размеры других участков валов (см. рис. 3.1).

Входной вал с коническим концом:

- длина посадочного конца lМБ = l,5d = 1,5•25 = 37,5 мм. Принимаем 40 мм;

-длина цилиндрического участка конического конца 0,15d = 0,15•25 = 3,75 мм. Принимаем 4 мм;

- диаметр dp и длина lр резьбы (3.9) dp ≈ 0,9(d- 0,1 lМБ) = 0,9(25 -0,1•40) = 18,9 мм, стандартное значение dp: Ml6 x 1,5; lр = 1,2dp = 1,2*16 = 19 мм;

-длина промежуточного участка lкб = 1,4d п = 1,4*30 = 42 мм.

Выходной вал с коническим концом:

-длина посадочного конца lмт = 1,5d = 1,5• 6 = 54 мм;

- длина цилиндрического участка конического конца 0,15d = 0,15•36 ≈ 6 мм;

- диаметр dp и длина lр резьбы (3.9) dp ≈ 0,9(d - 0,1 lмт) = 0,9(36 –

-0,1•54) = 27,5 мм, стандартное значение dp: М27 х 2; lр = 1,1dр = 1,1 -27 ≈30 мм;

-длина промежуточного участка lKT = l,2dП = 1,2 • 40 = 48 мм.

Расчет цепной передачи. Согласно заданию с выходного вала редуктора движение передается цепью на приводной вал цепного конвейера.

Передаточное число цепной передачи иц п = 17,37/4,9565 = 3,5. Результаты расчета, выполненного по [7, 8]: цепь роликовая двухрядная, шаг Р = 19,05 мм; числа зубьев и диаметры делительных окружностей звездочек: ведущей z1 = 23; ведомой z2= 81;d1 = 139,9 мм; d2 = 491,29 мм. Сила, действующая на валы со стороны цепной передачи Fцп = 2972 Н, направлена по линии центров звездочек.

На рис. 3.11 приведена эскизная компоновка цилиндрического редуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд. 13.1.

3.4.2. Расчет и эскизное проектирование конического зубчатого редуктора

У словие примера. Рассчитать и сконструировать конический редуктор привода элеватора (рис. 3.12) по следующим данным. Окружная сила на барабане элеватора Ft = 5050 Н. Скорость движения ленты с ковшами v = 0,8 м/с. Диаметр барабана Dб = 400 мм. Продолжительность работы (требуемый ресурс) Lh = 60000 ч. Производство мелкосерийное. Конические колеса с прямыми зубьями.

Решение. Данный пример относится к случаю 1 задания исходных данных. Руководству­емся порядком расчета, изложенным в гл. 1.

Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вычислим мощность на выходе (1.1)

Потери энергии происходят: в опорах приводного вала элеватора, в цепной и ременной передачах, установленных соответственно между редуктором и приводным валом и между электродвигателем и редуктором, в конической зубчатой передаче. По табл. 1.1 находим: ηоп = 0,99; ηцп = 0,92 ... 0,95; ηрп = 0,94 ... 0,96; ηкп = 0,95 ... 0,97.

Общие потери

Требуемая мощность электродвигателя (1.2)

Частота вращения приводного вала элеватора (1.4)

Передаточные числа по табл. 1.2: цепной передачи uцп= 1,5 ... 4; uкп = 1 ... 4; uрп = 2 ... 4.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя (1.6)

Nэ.тр=nвых uцп uрп uкп = 38,2(1,5 ... 4)(1... 4)(2... 4) = 114,6... 2445 мин-1.

По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР112М4: Рэ = 5,5 кВт; nэ = 1432 мин-1. Если выбрать двигатель АИР 13256 (nэ = 960 мин-1), то размеры его будут больше.

Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода (1.7)

С другой стороны u0бщ = uцп uред uрп. Примем uред = uкп = 3,15.

Тогда из формулы (1.8) общее передаточное число цепной и ременной передач uцп uрп = uобщ/ uред = 37,49 / 3,15 = 11,9.

Примем для ременной передачи uрп = 3,15. Тогда

Частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора (1.11)

Частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора

О пределение моментов. Вращающий момент на приводном валу элеватора (1.14)

Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)

Момент на быстроходном валу редуктора (1.19)

Расчет конической зубчатой передачи. В данном и последующих примерах расчет будем вести только для одного вида материала и термической обработки. Учащиеся могут выполнять расчеты, используя современную вычислительную технику, для нескольких вариантов материалов и видов их термообработки и затем выбрать наиболее подходящий вариант.

Выберем в этом примере для колеса и шестерни сталь марки 40Х с термообработкой по варианту II, т.е. термообработка колеса - улучшение 269 ... 302 НВ, а шестерни - закалка с нагревом ТВЧ, 45 ... 50 HRC. Средняя твердость (2.1):

- для колеса НВср = 0,5(HBmin + HBmax) = 0,5(269 + 302) = 285,5;

- для шестерни HRCcp = 0,5(45 + 50) = 47,5 или НВср = 456 (см. с. 18).

База испытаний при расчете на контактную прочность (2.2):

-для колеса NHG = 30•285,52,4 = 2,35•107;

- для шестерни NHG = 30 4562,4 = 7,2*107. База испытаний при расчете на изгиб NFG = 4•106.

Действительные числа циклов нагружений (2.3):

-для колеса N2 = 60 n2Lh = 60•144,4•60000 = 5,2•108;

-для шестерни N1 = N2u = 5,2 *108•3,15 = 16,4•108.

Так как N > NHG и N > NFG, то коэффициенты долговечности Zn= 1 и YN = 1.

Следовательно, допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (2.6):

По формулам табл. 2.2 пределы выносливости σHlim и σFlim, соответствующие базовым числам NHG и NFG, равны:

-для колеса σHlim2 = 1,8 • 285,5 + 67 = 581 Н/мм2;

σFlim2 = 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм2;

- для шестерни σHlim1 = 14 • 47,5 + 170 = 835 Н/мм2; σFlim1 = 310 Н/мм2.

Так как колеса прямозубые, то в расчетную формулу подставляем

[σ]H= 581 Н/мм2, коэффициент υH = 0,85. Для режима термообработки II коэффициент K = 1, KHv =1,25.

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса (2.33)

2. Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес. Углы делительных конусов колеса и шестерни (2.34)

Конусное расстояние (2.35)

Ширина колес (2.36)

3. Модуль передачи. Коэффициент K = 1,0, так как зубья полностью прирабатываются (H2 < 350 НВ). Для прямозубых колес при твердости

зубьев < 350 НВ значение коэффициента KFv = 1,5. Коэффициент υH = 0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [σ]F = 294 Н/мм2 (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получим

Примем модуль те = 2,5 мм.

4. Числа зубьев колес.

Число зубьев колеса (2.38)

Число зубьев шестерни (2.39)

z1= z2/u = 105 / 3,15 = 33,3. Округляя, примем z1 = 33.

5. Фактическое передаточное число uф = z2 / z1 = 105/33 = = 3,182. Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)

что допустимо.

6. Окончательные размеры колес (см. рис. 2.4).

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

Делительные диаметры колес (2.41):

Средние диаметры колес:

Коэффициенты смещения (2.42)

Внешние диаметры колес (2.43):

7. Пригодность заготовок колес:

Условия пригодности заготовок выполнены (см. табл. 2.1):

8. Силы в зацеплении (см. рис. 2.5): окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)

Ft = 2T2/dm2 = 2 293,4* 103/224, 9625 = 2608 Н;

осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46)

Fal = Fr2 = Ft tgα sin5, = 2608 tg20° sin 17, 4463° = 284,6 H;

радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47)

Fr1 =Fa2=Ft tgα cosδ1= 2608 tg20° cos 17,4463° = 905,6 H.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]