Проверочный расчет

12. Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

D_заг £ D_пред; S_заг £ S_пред (см. 3.1, п. 1 и табл. 3.2).

Диаметр заготовки шестерни D_заг = d_ae + 6мм.

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

S_заг = 8 m_e(m_te); C_заг = 0,5b

Предельные значения D_пред и S_пред - из табл. 3.4

Диаметры	Для прямозубой передачи	Для передачи с круговым зубом при b = 35°
Делительный: шестерни колеса	dе1 = me Z1 dе2 = me Z2	dе1= mte Z1 dе2 = mte Z2
Вершин зубьев: шестерни колеса	dае1= dе1 +2(1+ xe1 ) mecosd1 dае2 = dе2 +2(1- xe1 ) mecosd2	dае1 = dе1 +1,64(1+ xп1)mtecosd1 dае2 = dе2 +1,64(1- xп1 ) mtecosd2
Впадин зубьев: шестерни колеса	dfе1= dе1 -2(1,2- xe1 ) mecosd1 dfе2= dе1 -2(1,2+ xe1 ) mecosd2	dfе1 = dе1 -1,64(1,2- xп1)mtecosd1 dfе2 = dе2 +1,64(1,2+ xп1 ) mtecosd2

При невыполнении неравенств изменить материал колес или вид термической обработки.

Таблица 4.6. Коэффициенты смещения x_e1 и x_п1 для шестерен конических передач

Z1	xe1 при передаточном числе u	xп1 при передаточном числе u
2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0
	- 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,20	0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 0,22	0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,24	0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26	0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27	0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,11	0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14	0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,16	0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17	0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17

Таблица 4.7. Коэффициент формы зуба Y_F

Zu	Коэффициент смещения режущего инструмента x
- 0,5	- 0,4	-0,3	-0,2	-0,1		+0,1	+0,2	+0,3	+0,4	+0,5
¥	- - - 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68 3,62 3,63	- - 4,6 4,32 4,02 3,88 3,79 3,7 3,67 3,62 3,63	- - 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65 3,62 3,63	- 4,55 4,2 4,05 3,84 3,76 3,7 3,65 3,62 3,62 3,63	4,5 4,28 4,04 3,9 3,77 3,7 3,66 3,62 3,61 3,62 3,63	4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62 3,63	4,03 3,89 3,77 3,7 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58 3,60 3,63	3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,57 3,59 3,63	3,67 3,61 3,57 3,55 3,53 3,53 3,53 3,54 3,55 3,58 3,63	3,53 3,5 3,48 3,47 3,48 3,49 3,5 3,52 3,53 3,56 3,63	3,4 3,39 3,39 3,4 3,42 3,44 3,46 3,5 3,52 3,54 3,63

13.Проверить контактные напряжения S_H, Н/мм²:

s_H = 470 ÖF_tÖu²_ф+1 К_нaК_нbК_нu £[s]_H,

u_H d_е2 b

где а) F₁ = 2Т₂*10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_нa =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в) К_нu - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 в зависимости от окружной скорости колес u = w₂d₂/(2*10³), м/с, и степени точности передачи (см. табл. 4.2);

г) значения d_е2 , мм п.10; Т₂, Н*м; [s]_H, Н/мм²; u_H; К_нb; b, мм; u_ф ; d_2, мм (см. 4.2, пп. 1,4,7,11); w₂ - угловая скорость вала колеса редуктора или открытой передачи, 1/с (см. табл. 2.5).

Допускаемая недогрузка передачи (s_H < [s]_H) не более 10% и перегрузка (s_H >[s]_H) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса и шестерни b. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить внешний делительный диаметр колеса d_е2, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1, п. 1,2) и повторить весь расчет передачи (см. 4.1, пп. 13).

14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни s_F1 и колеса s_F2, Н/мм² :

s_F2 = Y_F2Y_b F₁ * K_FaK_FbK_Fu £[s]_F2 ;

u_Fb m_e(m_te)

s_F1 = s_F2 Y_F1/Y_F2 £[s]_F1,

где а) значения b, мм; m_e(m_te), мм; u_F; K_Fb; F_1, Н см. 4.2, пп. 4,5,13;

б) K_Fa = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в) K_Fu - коэффициент динамической нагрузки. Определяется аналогично коэффициенту K_Нu (см. 4.2, п. 13);

г) Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_u1 и колеса Z_u2 :

для прямозубых колес для колес с круговыми зубьями

Z_u1 = Z₁/cosd_1; Z_u1 = Z₁/cosd₁ cos³b;

Z_u2 = Z₂/cosd_2; Z_u2 = Z₂/cosd₂ cos³b,

где b = 35° - угол наклона зубьев;

д) Y_b =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) [s]_F1 и [s]_F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/ мм² (см. 3.1, п. 3).

Если при проверочном расчете s_F значительно меньше [s]_{F ,} то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью_. Если s_F ³ [s]_F свыше 5%, то надо увеличить модуль m_e(m_te), соответственно пересчитать число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ и повторить проверочный расчет на изгиб (см. 4.1, п. 14). При этом внешний делительный диаметр колеса d_е2 не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи (см. 4.2, п. 10).

15. Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).

Дата добавления: 2014-12-27