курсовой проект Детали машин / пособие 11
.pdf4. Визначити ширину зубчастого вінця шестерні і колеса b , мм:
b =ψ R Re |
(3.22.) |
де ψ R = 0,285 — коефіцієнт ширини вінця. Значення b округлити до цілого числа по ряду Ra 40 .
5. Визначити зовнішній окружний модуль me — для прямозубих коліс, mte — для коліс з круговими зубцями, мм:
me (mte ) = |
14T ×103 |
KFβ |
||
|
2 |
|||
ϑF de2b[σ ]F |
||||
|
|
|||
де а) значення T2 , Н × м ; [σ ]F , Н / мм2 |
(3.1, п. 2); |
|||
б) KHβ — коефіцієнт, що враховує розподіл
(3.23.)
de2 , мм ;b , мм (3.2, п. 1; 4);
навантаження по ширині вінця.
Для коліс з прямими зубцями KHβ = 1, з круговими зубами KHβ =1,08;
в)ϑF — коефіцієнт виду конічних коліс. Для прямозубих коліс ϑF = 0,85 ; для коліс з круговими зубами ϑF =1.
Значення модуля, отримане з точністю до двох знаків після коми, до стандартної величини не округляти. У силових конічних передачах прийняти
me (mte ) ³ 1,5 мм, при цьому у |
відкритих передачах значення модуля me |
||||||
збільшити на 30% через підвищене зношування зубців. |
|
||||||
6. Визначити число зубів колеса |
z2 і шестерні z1 |
|
|||||
|
z2 = |
de2 |
(3.24.) |
||||
|
m |
(m ) |
|
||||
|
|
e |
|
te |
|
||
|
|
z |
= |
z2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
1 |
|
u |
|
|||
|
|
|
|
|
|||
Отримані значення z1 та |
z2 округлити в найближчу сторону до цілого |
||||||
числа. За умови зменшення шуму і відсутності підрізання зубців рекомендується
прийняти z1 ³ 15 — для коліс з круговими зубцями, z1 |
³ 18 — для прямозубих |
|||||||
коліс. |
|
|
|
|
|
|
|
|
7. Визначити фактичне передаточне число uф |
та перевірити його |
|
відхилення |
|||||
Du від заданого u (3.10.): |
|
| uф - u | |
|
|
|
|
|
|
uф = z2 / z1 ; |
Du = |
100% £ 4% |
|
|
|
|
||
u |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
При невиконанні норми відхилення передаточного числа |
|
|
Du варто |
|||||
перерахувати z1 , z2 . |
|
|
|
δ1 |
|
|
|
|
7. Визначити дійсні кути ділильних конусів шестерні |
і колеса |
δ |
2 |
: |
||||
|
|
|||||||
δ2 |
= arctguф |
|
|
|
|
|
(3.25.) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
δ1 = 90o -δ2
41
9. Для конічних передач з різницею середніх твердостей шестерні і колеса HB1ср − НВ2ср ≤100 (табл. 2.1) вибрати з табл. 3.9. коефіцієнт зсуву
інструмента xe1 для прямозубої шестерні і xn1 для шестерні з круговим зубом.
Коефіцієнти зсуву коліс відповідно xe2 = −xe1 і xn2 = −xn1 . Якщо HB1ср − НВ2ср >100 ,
то x1 = x2 = 0 .
Для передач, у яких z1 і u відрізняються від зазначених у табл. 3.9, коефіцієнти xe1 і xn1 приймають із округленням у більшу сторону.
10. Визначити зовнішні діаметри шестерні і колеса, мм:
|
|
|
|
|
|
|
Таблиця 3.8. |
|
|
|
|||||
Діаметри |
Для прямозубої передачі |
Для передачі із круговим зубом при |
|||||
|
|
|
|
|
|
β = 90o |
|
Ділильний: |
|
|
de1 |
= me z1 |
|
de1 |
= mte z1 |
шестірні |
|
|
|
||||
колеса |
|
|
de2 |
= me z2 |
|
de2 |
= mte z2 |
Вершин зубів: |
dae1 |
= de1 + 2(1+ xe1 )me cosδ1 |
dae1 = de1 +1,64(1+ xn1 )mte cosδ1 |
||||
шестірні |
|||||||
колеса |
dae2 |
= de2 + 2(1− xe1 )me cosδ2 |
dae2 |
= de2 +1,64(1− xn1 )mte cosδ2 |
|||
Западин зубів: |
d fe1 |
= de1 − 2(1,2 − xe1 )me cosδ1 |
d fe1 |
= de1 −1,64(1,2 − xn1 )mte cosδ1 |
|||
шестірні |
|||||||
колеса |
d fe2 |
= de2 − 2(1,2 + xe1 )me cosδ2 |
d fe2 |
= de2 −1,64(1,2 + xn1 )mte cosδ2 |
|||
Точність обчислення ділильних діаметрів коліс до 0,01 мм.
11.Визначити середній ділильний діаметр шестерні d1 та колеса
d1 ≈ 0,857de1 ; d2 ≈ 0,857de2
Значення d1 та d2 до цілого числа не округляти.
Перевірочний розрахунок
12. Перевірити придатність заготовок коліс.
Умова придатності заготовок коліс (2.1. п.1.):
Dзаг ≤ Dгран ;Sзаг ≤ Sгран
Діаметр заготовки шестерні
Dзаг = dae + 6мм
Розмір заготовки колеса
Sзаг = 8me (mte )
d2 , мм:
(3.26.).
(3.27.).
(3.28.).
42
Граничні значення Dгран і Sгран (див. табл..2.2.).
При невиконанні нерівностей змінити матеріал коліс або вид термічної обробки.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблиця 3.9. |
||
|
Коефіцієнти зсуву xe1 і xn1 |
для шестірень конічних передач |
|
||||||||
z1 |
xe1 |
при передаточному числі и |
xn1 |
при передаточному числі и |
|||||||
2,0 |
2,5 |
3,15 |
4,0 |
5,0 |
2,0 |
2,5 |
3,15 |
4,0 |
5,0 |
||
|
|||||||||||
12 |
– |
0,50 |
0,53 |
0,56 |
0,57 |
0,32 |
0,37 |
0,39 |
0,41 |
0,42 |
|
13 |
0,44 |
0,48 |
0,52 |
0,54 |
0,55 |
0,30 |
0,35 |
0,37 |
0,39 |
0,40 |
|
14 |
0,42 |
0,47 |
0,50 |
0,52 |
0,53 |
0,29 |
0,33 |
0,35 |
0,37 |
0,38 |
|
15 |
0,40 |
0,45 |
0,48 |
0,50 |
0,51 |
0,27 |
0,31 |
0,33 |
0,35 |
0,36 |
|
16 |
0,38 |
0,43 |
0,46 |
0,48 |
0,49 |
0,26 |
0,30 |
0,32 |
0,34 |
0,35 |
|
18 |
0,36 |
0,40 |
0,43 |
0,45 |
0,46 |
0,24 |
0,27 |
0,30 |
0,32 |
0,32 |
|
20 |
0,34 |
0,37 |
0,40 |
0,42 |
0,43 |
0,22 |
0,26 |
0,28 |
0,29 |
0,29 |
|
25 |
0,29 |
0,33 |
0,36 |
0,38 |
0,39 |
0,19 |
0,21 |
0,24 |
0,25 |
0,25 |
|
30 |
0,25 |
0,28 |
0,31 |
0,33 |
0,34 |
0,16 |
0,18 |
0,21 |
0,22 |
0,22 |
|
40 |
0,20 |
0,22 |
0,24 |
0,26 |
0,27 |
0,11 |
0,14 |
0,16 |
0,17 |
0,17 |
|
Таблиця 3.10.
Коефіцієнт форми зуба YF
zυ |
|
|
|
|
Коефіцієнт зсуву різального інструменту х |
|
|
||||||||||||||||
-0,5 |
-0,4 |
|
-0,3 |
|
|
-0,2 |
|
|
-0,1 |
0 |
|
+ 0,1 |
|
+ 0,2 |
+ 0,3 |
|
+ 0,4 |
|
+0,5 |
||||
12 |
– |
– |
|
– |
|
|
|
– |
|
|
– |
|
– |
|
– |
|
– |
3,9 |
|
3,67 |
|
3,46 |
|
14 |
– |
– |
|
– |
|
|
|
– |
|
|
– |
|
– |
|
4,24 |
|
4 |
3,78 |
|
3,59 |
|
3,42 |
|
17 |
– |
– |
|
– |
|
|
|
– |
|
|
4,5 |
4,27 |
|
4,03 |
|
3,83 |
3,67 |
|
3,53 |
|
3,4 |
||
20 |
– |
– |
|
– |
|
|
4,55 |
|
|
4,28 |
4,07 |
|
3,89 |
|
3,75 |
3,61 |
|
3,5 |
|
3,39 |
|||
25 |
– |
4,6 |
|
4,39 |
|
|
4,2 |
|
|
4,04 |
3,9 |
|
3,77 |
|
3,67 |
3,57 |
|
3,48 |
|
3,39 |
|||
30 |
4,6 |
4,32 |
|
4,15 |
|
|
4,05 |
|
|
3,9 |
3,8 |
|
3,7 |
|
3,62 |
3,55 |
|
3,47 |
|
3,4 |
|||
40 |
4,12 |
4,02 |
|
3,92 |
|
|
3,84 |
|
|
3,77 |
3,7 |
|
3,64 |
|
3,58 |
3,53 |
|
3,48 |
|
3,42 |
|||
50 |
3,97 |
3,88 |
|
3,81 |
|
|
3,76 |
|
|
3,7 |
3,65 |
|
3,61 |
|
3,57 |
3,53 |
|
3,49 |
|
3,44 |
|||
60 |
3,85 |
3,79 |
|
3,73 |
|
|
3,7 |
|
|
3,66 |
3,63 |
|
3,59 |
|
3,56 |
3,53 |
|
3,5 |
|
3,46 |
|||
80 |
3,73 |
3,7 |
|
3,68 |
|
|
3,65 |
|
|
3,62 |
3,61 |
|
3,58 |
|
3,56 |
3,54 |
|
3,52 |
|
3,5 |
|||
100 |
3,68 |
3,67 |
|
3,65 |
|
|
3,62 |
|
|
3,61 |
3,6 |
|
3,58 |
|
3,57 |
3,55 |
|
3,53 |
|
3,52 |
|||
13. Перевірити контактні напруги σ Н , Н / мм2 : |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
F |
u2 |
+1 |
|
|
|
|
£ [σ ]H |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
σ |
Н = 470 |
|
t |
|
ф |
|
|
KHα KHβ KHυ |
|
|
|
|
(3.29.) |
|||||||
|
|
|
|
ϑH de2b |
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
де a) |
Ft = 2T2 ×103 / d2 |
— окружна сила в зачепленні, Н; |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
б) |
KHα — коефіцієнт, що враховує |
розподіл навантаження |
між зубцями |
||||||||||||||||||||
прямозубих коліс і коліс з круговими зубцями; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
43
в) KHυ — коефіцієнт динамічного навантаження. Визначається по табл. 3.4.
залежно від окружної |
|
швидкості |
коліс |
v = |
ω2 d2 |
|
, м / с, і ступеня точності |
||||||||
|
(2 ×103 ) |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
передачі (табл. 3.3.); |
|
, Н × м ; [σ ] |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
г) значення d |
e2 |
, мм ; Т |
2 |
, Н / мм2 |
; ϑ |
Н |
; К |
Нβ |
; |
b, мм ; u |
ф |
; d |
2 |
, мм (3.2, пп. |
|
|
|
Н |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
1, 4, 7, 11);
ω2 — кутова швидкість вала колеса редуктора або відкритої передачі, 1/с (табл. 1.5).
Недовантаження передачі, що допускається (σ Н < [σ ]H ), не більше 10% і перевантаження(σ Н > [σ ]H ) до 5%. Якщо умова міцності не виконується, то
варто змінити ширину вінця колеса й шестерні b. Якщо ця міра не дасть належного результату, то або треба збільшити зовнішній ділильний діаметр колеса de2 або призначити інші матеріали коліс або іншу термообробку,
перерахувати контактні напруги, що допускаються ( 2.1, п. 1, 2) і повторити весь розрахунок передачі.
14. Перевірити напруги вигину зубів шестірні σ F1 |
і колеса σ F 2 , Н / мм2 : |
||||||
σ F 2 = YF 2Yβ |
|
|
Ft |
|
|
KFα KFβ KFυ £ [σ ]F 2 ; |
|
ϑ |
F |
bm |
(m ) |
||||
|
|
e |
|
te |
|
||
|
σ F1 = σ F 2YF1 £ [σ ]F1 |
(3.30.) |
|||||
|
|
|
|
|
YF 2 |
|
|
де а) значення b, мм ; me (mte ), мм ; ϑF ; |
KFβ ; Ft , H ( 3.2, пп. 4, 5, 13;) |
||||||
б) KFα = 1— коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
прямозубих коліс і коліс із круговими зубами;
в) KFυ — коефіцієнт динамічного навантаження. Визначається аналогічно коефіцієнту KHυ (3.2, п. 13);
г) YF1 і YF 2 — коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначаються по табл. 3.10. залежно від еквівалентного числа зубів шестерні zυ1 і колеса
zυ 2 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
для прямозубих коліс |
для коліс |
|
з круговими зубами |
|||||||||
zυ1 = |
|
z1 |
; |
|
|
z1 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
||||||
cosδ1 |
zυ1 = cosδ1 cos3 β |
; |
||||||||||
|
|
(3.31.) |
||||||||||
|
|
z2 |
|
|
|
z2 |
|
|
(3.32.) |
|||
zυ 2 = |
|
|
; |
zυ 2 = |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
cosδ2 cos |
3 |
β |
|
|
|||||
|
cosδ2 |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
де β = 35o — кут нахилу зубців; |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
д) Yβ — коефіцієнт, що враховує нахил зуба; |
|
|
|
|
|
|
||||||
е) [σ ]F1 і [σ ]F 2 |
— допустимі напруги вигину шестерні та колеса, Н / мм2 ( |
|||||||||||
2.1, п. 3). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
44
Якщо при перевірочному розрахунку σ F значно менше то це припустимо, тому що навантажувальна здатність більшості зубчастих передач обмежується контактною міцністю. Якщо σ F ³ [σ ]F , понад 5%, то треба збільшити модуль me (mte ) , відповідно перерахувати число зубів шестерні z1 і колеса z2 та повторити перевірочний розрахунок на вигин. При цьому зовнішній ділильний діаметр колеса de2 не змінюється, а отже, не порушується контактна міцність передачі (3.2, п. 10).
15. Скласти табличну відповідь (табл. 3.11.).
|
|
|
|
Таблиця 3.11. |
||
Параметри зубчастої конічної передачі, мм |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проектний розрахунок |
|
|||
Параметр |
|
Значення |
Параметр |
Значення |
||
Зовнішня конусна |
відстань Re |
|
|
Зовнішній ділильний |
|
|
|
|
|
|
діаметр: |
|
|
Зовнішній окружний модуль |
|
|
|
|||
|
|
шестерні de1 |
|
|||
me (mte ) |
|
|
|
колеса de2 |
|
|
|
|
|
|
|
||
Ширина зубчастого вінця b, |
|
|
Зовнішній діаметр |
|
||
|
|
|
|
окружності вершин: |
|
|
|
|
|
|
|
||
Число зубів: |
|
|
|
шестерні dae1 |
|
|
шестерні z1 |
|
|
|
колеса dae2 |
|
|
колеса z2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Зовнішній діаметр |
|
||
|
|
|
|
окружності западин: |
|
|
|
|
|
|
|
||
Вид зубів |
|
|
|
шестірні d fe1 |
|
|
|
|
|
колеса d fe2 |
|
||
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проектний розрахунок |
|
|||
Параметр |
|
Значення |
Параметр |
Значення |
||
Кут ділильного конуса: |
|
|
Середній ділильний діаметр: |
|
||
шестірні δ1 |
|
|
|
шестірні d1 |
|
|
колеса δ2 |
|
|
|
колеса d2 |
|
|
|
|
Перевірочний розрахунок |
|
|||
Параметр |
допустимі |
Розрахункові значення |
Примітка |
|||
значення |
||||||
|
|
|
|
|||
Контактні напруги σ H , |
|
|
|
|
||
Н / мм2 |
|
|
|
|
|
|
Напруги вигину, |
σ F1 |
|
|
|
|
|
Н / мм2 |
σ F 2 |
|
|
|
|
|
У графі «Примітка» до перевірочного розрахунку вказують процентне відхилення розрахункових напруг σ H і σ F від допустимих напруг [σ ]H ,[σ ]F .
45
3.4. Приклад розрахунку закритої конічної зубчастої передачі
Вибір матеріалу коліс. Визначення допустимих напруг
Оскільки в завданні немає особливих вимог відносно габаритів передачі, вибираємо матеріал з середніми механічними характеристиками; для шестерні сталь 45, термообробка – поліпшення, твердість HB276 ; для колеса – сталь 45, термообробка – поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижча - HB230 .
Контактна допустима напруга
[σ ] = |
σ H limb × zR × zv KHL |
H |
[S]H |
|
де σ H limb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Для вуглецевих сталей з твердістю поверхні зубів менш HB 180 − 350 і термообробкою (поліпшення)
|
σ H limb = 2HB + 70; |
|
σ H limb = 2×230 + 70 = 530 МПа |
|
σ H limb = 2×276 + 70 = 622 МПа |
де K HL - |
коефіцієнт довговічності; при числі циклів вантаження більше |
базового, |
що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають |
KHL = 1; |
|
ZR - коефіцієнт враховує шорсткість поверхні ZR =0,95; Zv - коефіцієнт враховує швидкість Zv =1;
SH - коефіцієнт безпеки SH =1,1 (для однорідної структури матеріалу). Приймаємо напругу, що допускається, по колесу:
[σ ]H = 622×0,95×1×1 = 537,18МПа 1,1
Визначення геометричних параметрів конічної передачі
Визначуваний головний параметр – зовнішній ділильний діаметр колеса, мм:
de2 =1653 u ×T2[×10] 3 × КНβ ,
ϑн × σ 2н
де Т 2 =256,18 Н*м – обертальний момент на валу; КНβ =1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця; ϑН =1 – коефіцієнт виду конічних коліс.
= 2,5×256,18×103 × =
de2 1653 1×537,182 1 215,3мм
Визначаємо кути ділильних конусів шестерні δ1 і колеса δ2 :
δ2 = arctg u =arctg 2,5=68,198 0 δ1 =90 0 - 68,198 0 =21,802 0
Визначаємо зовнішнє конусне Re мм:
Re = |
de2 |
= |
215,3 |
=115,94 мм |
2sinδ2 |
2×sin 68,198 |
Визначаємо ширину зубчатого вінця шестерні і колеса b, мм:
b =ψ R × Re ,
46
де ψ R = 0,285 – коефіцієнт ширини вінця.
b = 0,285×115,94 = 33мм
Визначуваний зовнішній окружний модуль me :
me |
= |
|
14×T ×103 |
|
× KFβ |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
||||||
ϑF |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
×de2 ×b ×[σ ]F |
|||||||||||||
де K Fβ =1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця; |
||||||||||||||||
ϑF =0,85 – коефіцієнт виду конічних коліс. |
|
|
||||||||||||||
m = |
14×256,18×103 |
|
= 2,09 » 2 |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
e |
0,85×215,3×33 |
|
|
|||||||||||||
|
|
|
||||||||||||||
Визначаємо число зубів колеса z2 |
і шестерні z1 : |
|||||||||||||||
z2 = |
de2 |
|
|
= |
215,3 =108шт. |
|||||||||||
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
me |
|
|
2 |
|
|
|
|||||||
z |
|
= |
z2 |
|
= 108 = 43шт. |
|||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||||
1 |
|
|
u |
|
|
2,5 |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Визначаємо фактичне передавальне число uф і перевіряємо його |
||||||||||||||||
відхилення и від заданого и по формулах: |
|
|
||||||||||||||
иф = |
z2 |
= |
108 |
|
= 2,5 |
|||||||||||
|
|
43 |
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
z1 |
|
|
|
|
|
||||
Du = |
|
uф - и |
|
×100% £ 3% |
||||||||||||
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
и |
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Dи = |
|
2,5 - 2,5 |
|
×100% = 0% |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
2,5 |
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Визначаємо дійсні кути ділильних конусів шестерні δ1 і колеса δ2 : |
||||||||||||||||
δ2 = arctg u ф |
|
=arctg 2,5=68,198 0 |
||||||||||||||
δ1 =90 0 - 68,198 0 =21,802 0
Вибираємо коефіцієнт зсуви інструменту хе1 = 0,22; коефіцієнт зсуву для прямозубой шестерні хп1 =0,14.
хе2 = -хе1 = -0,22
Визначаємо зовнішні діаметри шестерні і колеса, мм:
Діаметри |
Для прямозубої передачі |
Ділильний: |
|
шестерні |
de1 = me × z1 = 2×43 = 86мм |
колеса |
de1 = me × z1 = 2×108 = 216мм |
Вершин зубів: |
dae1 = de1 + 2(1+ xe1 )me ×cosδ1 = 88мм |
шестерні |
|
колеса |
dae2 = de2 + 2(1+ xe1 )me ×cosδ2 = 219мм |
Западин зубів: |
d fe1 = de1 ×2(1,2 - xe1 )me ×cosδ1 = 88мм |
шестерні |
|
колеса |
d fe1 = de1 ×2(1,2 - xe1 )me ×cosδ1 = 221мм |
Визначуваний середній ділильний діаметр шестерні d1 і колеса d2 мм:
47
d1 = 0,857×de1 = 0,875×86 = 74мм d2 = 0,857×de2 = 0,857 ×216 =185мм
Перевірочний розрахунок
Перевіряємо придатність заготовок коліс:
Dпред =125 мм; Sпред =200 мм
Dзаг = dae1 + 6 = 88 + 6 = 94мм Sзаг = 8*те = 8×2 =16мм
Перевірка по контактній напрузі
σ Н = 436 |
F × |
(u2 |
+1) |
|
|
t |
Ф |
|
|
KHα × KHβ ×1,3 |
|
ϑп ×de2 |
×b |
|
|||
|
|
|
|||
де Ft - окружна сила в зачепленні, Н
Ft = 2T2d×103 ,
2
F = |
2×89,097 ×103 |
= 963,21Н |
|
||
t |
185 |
|
|
|
KHα =1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
прямозубих коліс і коліс іншого вигляду;
K Hυ =1,13 – коефіцієнт динамічного навантаження.
σ Н = 436 |
2769,5× |
|
(2,52 +1) |
|
×1×1×1,3 = 508Н / мм2 |
|||||
1×216×33 |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||
508 Н/мм2 ≤ 537, 2 Н/мм 2 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Перевірка зубів на витривалість по напрузі вигину |
||||||||||
Перевіряємо напругу вигину зубів шестерні σ F1 |
і колеса σ F 2 : |
|||||||||
σ F 2 = YF 2 ×Yβ |
|
|
Ft |
× KFα × KFβ × KFυ £ |
[σ ]F 2 , |
|||||
ϑ |
F |
×b×m |
|
|||||||
|
|
|
|
e |
|
|
|
|
||
де K Fα =1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
прямозубых коліс;
K Fυ =1 – коефіцієнт динамічного навантаження; Yβ =1 – коефіцієнт, що враховує нахил зуба;
YF1 =3,58; YF 2 =3,62 – коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса.
σ F 2 |
= 3,62×1 |
|
2769,5 |
|
×1×1×1 =178Н / мм2 |
||
0,85×33×2 |
|||||||
|
|
|
|
||||
|
σ |
F1 |
= σ F 2 ×YF1 £ [σ ] |
||||
|
|
YF 2 |
|
F |
|||
|
|
|
|
|
|
||
|
σ F1 = 178×3,58 |
=176Н / мм2 |
|||||
|
|
|
|
3,62 |
|
|
|
σ F 2 £ [σ ]F - умова виконана.
48
|
|
|
|
Таблиця 3.12. |
||
Параметри зубчастої конічної передачі, мм |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проектний розрахунок |
|
|||
Параметр |
|
Значення |
Параметр |
Значення |
||
Зовнішня конусна |
відстань Re |
|
115,94 |
Зовнішній ділильний |
|
|
|
|
|
|
діаметр: |
86 |
|
Зовнішній окружний модуль |
|
|
||||
|
2,09 |
шестерні de1 |
||||
|
216 |
|||||
me (mte ) |
|
|
|
колеса de2 |
|
|
|
|
|
|
|
||
Ширина зубчастого вінця b, |
|
33 |
Зовнішній діаметр |
|
||
|
|
|
|
окружності вершин: |
88 |
|
|
|
|
|
|||
Число зубів: |
|
|
|
шестерні dae1 |
||
|
|
43 |
219 |
|||
шестерні z1 |
|
|
колеса dae2 |
|
||
|
|
108 |
|
|||
колеса z2 |
|
|
|
Зовнішній діаметр |
|
|
|
|
|
|
окружності западин: |
88 |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
шестірні d fe1 |
||
Вид зубів |
|
|
|
221 |
||
|
|
|
колеса d fe2 |
|
||
|
|
|
|
|
||
|
|
Проектний розрахунок |
|
|||
Параметр |
|
Значення |
Параметр |
Значення |
||
Кут ділильного конуса: |
|
21,802 0 |
Середній ділильний діаметр: |
74 |
||
шестірні δ1 |
|
|
шестірні d1 |
|||
колеса δ2 |
|
|
68,198 0 |
колеса d2 |
185 |
|
|
|
|
|
|||
|
|
Перевірочний розрахунок |
|
|||
Параметр |
допустимі |
Розрахункові значення |
Примітка |
|||
значення |
||||||
|
|
|
|
|||
Контактні напруги σ H , |
537,2 |
508 |
- |
|||
Н / мм2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
||
Напруги вигину, |
σ F1 |
|
|
176 |
- |
|
Н / мм2 |
σ F 2 |
|
|
178 |
- |
|
3.5. Розрахунок закритої черв'ячної передачі
Проектний розрахунок
1. Визначити головний параметр — міжосьову відстань аw , мм:
aw = 61 |
T ×103 |
|
(3.33.) |
[σ ]2H |
|||
3 |
2 |
|
|
|
|
|
де а) T2 — обертальний момент на тихохідному валу редуктора, Н× м (табл. 1.5).
б) [σ ]H — контактна допустима напруга, матеріалу черв'ячного колеса,
Н/мм2 (2.2, п. 2).
49
Отримане значення міжосьової відстані аw для нестандартних передач
округлити до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів (див. додаток 1).
2. Вибрати число витків черв'яка z1 :
z1 залежить від передаточного числа редуктора uзп |
(табл. 1.5): |
|
||||||||
uзп ………………………... |
від 8 до 14 |
|
від 14 до 30 |
|
від 30 |
|||||
z1 …………………………... |
4 |
|
|
|
|
2 |
|
1 |
||
2. Визначити число зубів черв'ячного колеса: |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
z2 = z1uзп |
|
|
|
(3.34.). |
|||
Отримане |
значення z2 |
округлити в меншу сторону до цілого числа. З умови |
||||||||
відсутності |
підрізання |
зубів |
рекомендується |
z2 |
³ 26 . Оптимальне |
значення |
||||
z2 = 40...60. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Визначити модуль зачеплення m , мм: |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
m = (1,5...1,7) |
aw |
|
|
|
|
(3.35.). |
|
|
|
|
z2 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Значення модуля m округлити в більшу сторону до стандартного:
m, мм |
1-й ряд — 2,5; |
3,15; |
4; |
5; |
6,3; 8; 10; 12,5; 16 |
|
2-й ряд — 3,0; |
3,5; |
6; |
7; |
12 |
||
|
При виборі модуля доцільніше застосовувати 1-й ряд 2-му.
5. З умови твердості визначити коефіцієнт діаметра черв'яка
q » (0,212...0,25)z2 |
(3.36.). |
|
Отримане значення q округлити до стандартного з ряду чисел:
q |
|
1 − й ряд − 6,3; 8; 10; 12,5; 16 |
|
|
|
||
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
|
2 − й ряд − 7,1; 11, 2; 14; 18 |
|
|
|
||
При виборіq 1-й ряд доцільніше застосовувати 2-му. |
|
|
|
||||
За ГОСТ 19672—74 допускається застосовувати q = 7,5 |
і 12. Щоб черв'як |
||||||
не був занадто тонким, |
q варто збільшувати зі зменшенням q : тонкі черв'яки |
||||||
одержують більші прогини, що порушує правильність зачеплення. |
|
|
|||||
6. Визначити коефіцієнт зсуву інструмента х : |
|
|
|
||||
|
|
|
x = (aw / m) - 0,5(q + z2 ) |
|
(3.37.). |
||
За умови не підрізання та не загострення зубців колеса |
значення |
х |
|||||
допускається в межах −1 ≤ х ≤ +1 . Якщо при розрахунку |
х |
ця умова |
не |
||||
виконується, то варто варіювати значеннями q і z2 . |
|
|
|
||||
50