Санкт-Петербург: 8-812-402-70-55
Москва: 8-495-125-70-55

info@reductory.ru
Название организации:
Имя:
Номер телефона:
Email:
Город:
Адрес доставки:
Требуемая продукция:
ОтменаПодтвердить

§ 9.8. Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса

Подставив в формулы (8.16) и (8.20) значения Ν\ и N2 и учитывая рекомендуемые минимальные значения коэффициентов долговечности, получим KHL = 1 и KFL=i.
По табл. 8.5 допускаемые контактные напряжения [о]яо и напряжения изгиба [σ]ρ0, соответствующие числу циклов перемены напряжений ΝΗ0 и Nfo:
для материала зубьев колеса №о2 = (1.8НВ2ср + 67) Н/мм2 = (1,8-248 + 67) Н/мм2 = 513 Н/мм2; [σ]ρ02= 1,03 НВ2ср Н/мм2 =1,03-248 Н/мм2 = 255 Н/мм2;
для материала зубьев шестерни [^ = (1,8 НВ1ср + 67) Н/мм2= (1,8• 285+ 67) Н/мм2 = 580 Н/мм2, [¢7^ = 1,03 НВ1ср Н/мм2 = 1,03-285 Н/мм2 = 294 Н/мм2.
Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи. Так как KHL=l и KFL=\, то согласно формулам (8.15) и (8.19) получим: [а]Я2 = 513 Н/мм2; [а]Я1 = 580 Н/мм2; [orJ/?2= = 255 Н/мм2; [а]л = 294 Н/мм2.
3. Межосевое расстояние. Принимаем расчетные коэффициенты фо = 0,У(см. § 9.4); для прирабатывающихся колес = 1,0 (см. § 9.4) KFfi = 1,0 (см. § 9.5).
Тогда межосевое расстояние передачи [формула (9.10)]
= 119 мм.
Принимаем стандартное значение aw= 120 мм (см. § 22.4). 4. Предварительные основные размеры колеса.
Делительный диаметр [формула (9.5)]
Ширина венца
62 = ψαα^ = 0,4-120 мм = 48 мм.
5.    Модуль зубьев передачи [формула (9.14)]. Для прямозубой передачи принимаем /(ш = 6,8.
. Wmh 2-6,8-189,5-103 т^ —————=—^^ ^ ^^^— мм = 0,99 мм. d2b2[o]F2 192-48-255
По табл. 8.1 принимаем т= 1 мм.
6.    Число зубьев колес.
Суммарное число зубьев [формула (9.6)]
ζΣ = 2α /т = 2•120/1 = 240.
Число зубьев шестерни и колеса:
z{=zz/(u+\) =240/(4+1) =48; 22 = 2^-2,= 240-48= 192.
7.    Фактическое передаточное число
мф = 22/2, = 192/48 = 4.
8.    Фактические основные геометрические размеры передачи.
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d\ = mz\ = 1.48 мм = 48 мм, d2 = mz2 — 1 • 192 мм = 192 мм.
Межосевое расстояние
а9= (dl-\-d2)/2 = (48+ 192)/2 мм=120 мм.
Диаметры вершин шестерни и колеса:
dai = d\+ 2т = (48 + 2 • 1) мм = 50 мм, da2 = d2 + 2m= (192 + 2-1) мм = 194 мм.
Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:
Ь2 = г|)ааау = 0,4• 120 мм = 48 мм, bι = b2 + 2 мм=(48+2) мм = 50 мм (см. § 9.4).
9.    Пригодность заготовок шестерни и колеса (см. рис. 8.26 и § 9.6). Диаметр заготовки шестерни
D3ar = dal+6 MM =(50 + 6) MM = 56 MM Принимаем колесо без выемок — монолитное (см. рис. 11.8), для которого S3ar = + 4 мм=(48 + 4) мм=*52 мм<5пред = 80 мм. Условия пригодности заготовок выполняются.
10.    Окружная скорость зубчатых колес:
о2 = d2a>2/2 = 0,192 • 24,8/2 м/с = 2,4 м/с.
По табл. 8.2 принимаем 8-ю степень точности изготовления колес.
11.    Силы в зацеплении. Окружная сила
Ft = 2T2/d2 = 2.189,5-103/192 Н=1974 Н.
Радиальная сила
Fr = Ft tg aw = 1974 tg 20 °Н = 718 Η.
12.    Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям. Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: ΚΗυ = 1,2 (см. § 9.4), KFv = = 1,4 (см. § 9.5).
Расчетное контактное напряжение
 
Недогрузка составляет 4%<10%, контактная прочность зубьев обеспечивается.
13. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Принимаем коэффициенты формы зуба по табл. 9.3 (интерполированием) некорригированного (*=0) зацепления: для шестерни zj=48, Кл =3,67; для колеса
22=192, yf2 = 3,62.
Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев: колеса
 = 3,62 1,0.1,4 Н/мм2 =
= 210 Н/мм2 < [a]f2 8=8255 Н/мм2;
шестерни
0^ = 0^^/^2 = 210.3,67/3,62 Н/мм2 = 204 H/MM2<[A]FL.
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.