Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 35
Текст из файла (страница 35)
2. Определяем допускаемые напряжения. Донускаемые контактные наиряжения. По табл. 8.9, для колес обеих ступенейаннш=2НВ+70=2 240+70=550 МПа; для шестерни первой ступени ану,~ 10% МПа. В.оэффициент безопасности (см. табл. 8.9): для первой ступени он=1,2, для второй ступени ля=1,1. Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65), при с=1 Ж~=60п1 =60 48 24000=7 10~. Здесь и=960/20=48 мин ' — частота вращения выходного вала, ~ =1О 300 8=24000 ч — срок службы передачи. По графикам оис, 8.40, для 245 НВ (среднее) Ф„я ъ 1,5 10, для 50...59 НКС (х 550 НВ) 3~1нпм108.
178 — 204 мм. а ~ — — 0,85 (3,34+ 1) Округляя по ряду Яа 40 (см. с. 136) до а2= 200 мм, находим Ь',„=ф~„аз =80 мм. По табл. 8.5 принимаем ф' =30 и находим модуль т'=Ь'„/ф' =80/30=2,66 мм. По табл. 8.1 назначаем т=2,5 мм. Суммарное число зубьев г~=2а/т=2 200/2,5=160. 179 Ьйр:ПКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 По табл. 8.10, Ин 025- По формуле (8.64), для колеса второй ступени Хне=025 7'107=1 75'10з Сравнивая Мне и Мн», отмечаем, что для колеса второй ступени Фнк>/~н».
Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом цолучим и для них Хне>Мн . При этом для всех колес передачи г.",„=1 [см. формулу (8.61)]. Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по мат риалу колеса, как более слабому. По формуле (8.55), [ан =550/1,1=500 МПа. я колеса первой ступени также [о'н3, =500 МПа, а для шестерни Гон =1050/1,2=875 МПа. опускаемое контактное напряжение для первой стчпени.
у которой Н, > 350 НВ, а Нз с 350 НВ, по формуле (8.56), [он) (875+ 500)/~ ъ 690 МПа>1;25[ан~з, принимаем [он)='1,25[о [э=625 МПа. Ыотскаемые напряжения изг а. о та л. 8., для колес обеих ступеней ак!ь„=1,8 240 432 МПа; для шестерни первой ступени ,аг~ =12 28+300=636 ~МПа; для шестерни второй ступени а,гц =1,8 270 486 МПа.
Определяем [о„З по формуле (8,67). Предварительно по формуле (8.71) и табл. 8.10 для колеса второй ступени при т=б и ранее найденных ачениях Л~~ получим Ф к —- 0,14.7 10 =0,98 10 >Ф 4 1Ов [см. формулу (8.68)). ри этом гн=1. Аналогично и для всех других колес и шестерен получим Г„1. Пе дача не реверсивная, 1'„=1. По табл. 8.9, з„=1,75. ля обоих колес [ае]=432/1,75=246 МПа; для шестерни второй ступени о 1 = 486/1,75 = 278 а; для шестерни первой ступени ~оД = 636/1,75 = 363 а.
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке — табл. 8.9. Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней сзн „вЂ” — 2,8о,=2,8 550=! 540 МПа; для шестерни второй ступени ггн „вЂ”- 2,8 . 700 = 1960 МПа, для шестерни первой ступени о„= 30 55 = 1650 МПа. Предельные напряжения изгиба для обоих колес [ае), =2,74 240=685 МПа; для шестерни второй ступени [о,1 „=2,74 270=740 МПа; для шестерни пе!звой ступени [сзг~ =1000 М а. 3. Распределяем передаточное отношение между первой н второй ступенями редуктора(см. рис. 8.38): и, 6; из=(/и, 20/6 3,34.
4, Крутящие моменты; на входном валу при в,=ил /ЗО=я960/30=100 с ', Т,=Р,/а, =4,5 10з/100=45 Н м=45 х х 1Оз Н мм; на промежуточном валу Тя=Ти1з)=45.6 097=262 Н м= =262 10» Н мм (здесь КПД, по рекомендацйи 9 8.11, т1=0,97); на выходном валу редуктора Тя,—- Т,/з)э=45 20 0,97" 847 Н м=847 10з Н мм. 5. Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполняем по формуле (8.13).
Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом — штрих. По рекомендации табл. 8.4 принимаем ф,', = 0,4. При этом по формуле ' (8,12) имеем ф',~=0,5.04(3,34+1)=0,868 (<ф„=1,25; см. табл. 84) и по графику рис. 8.15 находим Кн а а 1,06. Далее по формуле (8.31 находим Е„=2,1 10' МПа; ранее было найдено [он~ =500 МПа; Т =Тя,=847 10з Н мм. Подставляя в формулу (8,13), находим Ьйр:ПКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 П р и м е ч а н и е. При расчете прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения а модуль следует подбирать так, чтобы г~ было целым числом. Число зубьев шестерни г', = г~/(из+ 1) = 160/(3,34+ 1) ='~6,86.
Принимаем г,=37>г,„=17. Число зубьев колеса гг=гг — г, =160-37=123. Фактическое передаточное число иг = г,/г, = 123/37 = 3,324. При этом и', = 20/3,324 = 6,02. Делительные диаметры шестерни и колеса Ы, = г, т = 37" 2,5 = 92,5 мм; Из=123 2,5=307,5 мм. 6. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям — формула (8.10). Предварительно определяем К„=КяаКя, [см.
формулу (8.4)]. Частота вращения колеса второй ступени пз=л,//=960/20=48 мин Окружная скорость и=пав пз/60=я 307,5 10 48/60=0,77 м/с. По табл. 8.2 назначаем 9-ю степень точйости. По табл. 8.3, К„„= 1,06. Ранее было найдено К„а=1,07. При этом К„=1,07 1,05=1,13. По формуле (8.10), учитывая, что для нашего примера а„=а=20', з1п2иъ0,64 и Т,=Тя, находим — 504 МПаъ[ая1=500 МПа.
о„= 1,18 180 Примечание. Если значения (оя ! и о„расходятся более чем на ~5%, то их можно сблизить путем изменейия ширины колес по условию, которое следует из формулы (8.10): Ъ„=Ь'„(гз„/~о„Ц'. 7. Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба — формула (8.19). Па графику рис. 8.20 при Х=О находим: для шестерни у',=3,87, для колеса Гггз = 3,73. Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше ~о,.~/Г„з. В нашем случае ~а„, ~/Г„г,=278/3,87 =72; ~стгз 1/г" =246/3,73 = 66. Расчет выполняем по колесу.
По гпайику пис. 8.15, К, =1,15. По табл. 8.3 К „= 1,11 При этом К„=1,15 1,11=1,28. Далее, Р'=2Т /й =2 262 10з/92 5=5665 Н. По формуле (8,19), ю~з 3,73 5665 1,28/(80 2,5) 137 МПа<[сз 1=246 МПа. Отмечаем, что для даййой пары коЛес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность. Выполняем проверочный расчет иа заданную перегрузку. По формуле (8.72), о„,=504 /2=713 МПа<1540 МПа. По формуле (8.73), о„„„=137 2=274 МПас685 МПа. Условия прочности соблюдаются. 9. Рассчитываем первую косозубую пару.
Этот расчет можно выполнять с учетом или без учета уже известных размеров колес второй ступени редуктора. Во втором случае сохраняется порядок расчета, изложенный выше. При этом приходится выполнять корректировку расчетов в целях уменьшения габаритов и соблюдения условия одновременного погружения колес обеих ступеней в масляную ванну на рекомендуемую глубину (см. э 8.10). Тот же результат получают быстрее при расчете с учетом размеров колеса второй ступени.
Ниже излагается такой расчет. Назначаем (Ы;) =(О 7...0,9)(Ыг)г= 240 мм, где (ц' ), †диаме колеса второй ступени И', =4/и, =240/6,02=40 мм; а', =0,5 (Н, +Н',) =140 мм соответствует ряду Яа40. В противном случае подбираем новые значения диаметров колес. Для определения ширины колес Ь используем формулу (8.31), решив ее относительно ф„и приняв предварительно К„а=1: з Е ТгКяа з 2 1 ! О з 262 10 ф~,=~0,75(и11Ц г з г=~0'75(602+1)~ г з =0'2 ~о'„1 а иг ' ' 625г.140 6,02' Ь'„=фз,а'~ — — 0,2 140=28 мм. При этом Фу Ь',„/И', * 28/40=0,7 не превышает допускаемых максимальных значений (см.
табл. 8.4). По табл. 8.5 принимаем ф =25 и находим т„=Ь„/Ф =28/25=1,12.мм. Ьйр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 По табл. 8 1 и рекомендациям к формуле (8.15) назначаем т„=1,5 мм Выполняя рекомендации ~ 8.7, принимаем е~ — — 1,2 и по формуле (8.23) определяем !3:яп]3'=л 1,2 1,5/28=0,202, ]3' 12 — в рекомендуемых пределах (см 9 8.7). Далее, г', =Ы, соя]3/т„=40 0,9781/1,5-26>е;„=16 (см. табл 8.6), гт —— г'~ и'~ — -26 6,02 157.
Фактическое передаточное число и, = 157/26 = 6,038. Фактическое передаточное отношение редуктора /= и, и, =6,038 3,324 = 20,07, отклонение от заданного 0,3% меньше допускаемого +4%. Уточняем значение ]3 по межосевому расстоянию; соя]3 =0,5 (-, + ~,) х х т /а=0,5(26+157)1,5,'140=09804. ]3=1! '21'40". 1О. Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям — формула (8 29). Предварительно определяем окружную скорость: ц=М,п,/60=л 40 1О ' 960/60~2 м/с По табл. 8.2 назначаем 9-ю степень точности.
По табл 8.3 Кц, — — 1.04; по графику рис 8.14, К„=1,1 и, далее К„=1,1 1,04=1,144. По табл. 8.7, Кц,—— 1,13. По формуле (8.25), а„= ]1,88 — 3,2(1/26+1/157)] х х сов]3=1,7 в рекомендуемых пределах. По формуле(8.28), К„= 'ЦЗс к'РД,7=О,И при я„=а=20 о„=1,18 0,8 х 2,1 10 45 10 1,144 6,038+1 х — 626 МПах~оц)=625 МПа — корректи- 40' 28 0 64 б 038 ровать Ь„(см. выше) не требуется. 11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба — формула (8.32).
По формуле (8.22), ~„, =26/О 9804з 28 е,=157/О 9804з-167 По граФику рио. 8.19 пои х=п находим; для шестерни Уек~ 3,9: для колеса Уц,~=3,75. ~<г„,]/?' ц, =363/3,9=93; [с„з]/У„х~ =246/3,75=70,4 расчет выполняем по меиьшему значению, т. е. по колесу По табл, 8,7, Кг„= 1,35; по формуле (8.34), где т' =1 — !3"/140=1 — 11,36/140=0,91, находим Уея= 1,35 0,91/1,7ж0,72. По гРафику рис.
8 14. К„' =1,2, по табл 8.3, К„„= 1,08. При этом К =1,2 1,08 1,3. Далее Е =2Т,/Ы,=2 45 !О'/40=2250 Н. По формуле (8.32), б„.=3,75 0,72.2250 1,3/(28 1,5)=185 МПа< <!сг ]=240 МПа--условия прочности соблюдаются. отмечаем, что и для первой ступени основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность. Далее выполняют проверочный расчет на перегрузку по аналогии с п. 8. В результате получено: 1-я ступень — т„= 1„5 мм, к, = 26, а, = 157, Ы,=40 мм, а~=240 мм, и, =140 мм, !3=1!'21'40", Ь„, =28 мм; 2-я стуйень— т=2,5 мм, г, =37, ~,=123, Ы, =92,5 мм, И,=307,5, а,=200 мм, Ь„,=80 мм.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
