§ 8.14.5. Примеры к восьмой главе

Распределяем передаточное отношение между первой и второй ступенями редуктора (см. рис. 8.38): 1^=6; 1^=//1^=20/6 = 3,34.

4.  Крутящие моменты: на                                       входном              валу при ^ωι = π л,/30 = π 960/30 = 100 с" \ Τ_ι = Ρ_ι/ω_ι =4,5 · 10³/100 = 45 Η -м=45 χ χ 10³ Η · мм; на промежуточном валу Г„ = Τ_λ и _t η=45 · 6 · 0,97 = 262 Η · м = w262 10³ Η-мм (здесь КПД, по рекомендации § 8.11, η =0,97); на выходном валу редуктора Γ_ΠΙ = Γ,/η^[1]=45-20 ·0,97² = 847 Η · м = 847 · ΙΟ³ Η · 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 ψί,_β = 0,4. При этом по формуле ' (8.12) имеем ψί<ί = 0,5 0,4(3,34+1) = 0,868 (<i|/_bdmax = 1,25; см. табл. 8.4) и по графику рис. 8.15 находим                                      1,06. Далее по формуле (8.3) находим

£"_пр = 2,1 · 10⁵ МПа; ранее было найдено [а_яJ = 500 МПа; Т₂ = Г,_п = 847 · ΙΟ³ Η мм. Подставляя в формулу (8.13), находим

,/2,1 · 10⁵ · 847 · 10³ · 1,06 а'₂ = 0,85 (3,34+1)^ ______ =204 мм.

Округляя по ряду Ra 40 (см. с. 136) до я₂ = 200 мм, находим = = № мм. По табл. 8.5 принимаем ν|/^ = 30 и находим модуль m'80/30 = 2,66 мм. По табл. 8.1 назначаем ги = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев ζ'_Σ = 2а/т — 2 · 200/2,5= 160.

Примечание- При расчете прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения а модуль следует подбирать так, чтобы ζ'_Σ было целым числом.                                                                                    -

Число зубьев шестерни =zi/(w'₂ + 1)= 160/(3,34+1)=^6,86. Принимаем z_l =37>z_min= 17. Число зубьев колеса z₂ =2^-^ = 160 —37 = 123. Фактическое передаточное число w₂ ^==ζ2/^ζι⁼ 123/37 = 3,324. При этом и\-20/3,324 = 6,02. Делительные диаметры шестерни и колеса d_l =z_lm = 37■· 2,5 = 92,5 мм; 2 = 123-2,5 = 307,5 мм.

6.  Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряже­ниям— формула (8.10). Предварительно определяем Κ_Η — Κμ^Κ_Ην [см. формулу (8.4)]. Частота вращения колеса второй ступени л₃ =^//=960/20=48 мин . Окружная скорость ν = πd₂n₃/60 = π·307,5 · Ю~³-48/60 = 0,77 м/с. По табл. 8.2 назначаем 9-ю степень точности. По табл. 8.3, K_Hv= 1,06. Ранее было найдено *_яр=1,07. При этом К_н= 1,07 1,05 = 1,13.

По формуле (8.10), учитывая, что для нашего примера a_w = a = 20°, sin 2 a »0,64 и Τ_λ = Τ_η, находим

/2,1 · 10⁵ · 262 · 10М,13/3,32+ l\                          _r .

а_я = 1,18 /------------ ;------------ — ----------  = 504 МПа « [а_я1 = 500 МПа.

^н V 92,5² -80 0,64 V 3,32

Примечание. Если значения [σ_Η] и σ_Η расходятся более чем на ±5%, то их можно сблизить· путем изменения ширины колес по условию, которое следует из формулы (8.10): b_w = b^,_w(o_Hl[o_H]j².