Материал: Передачи конические открытые (90

Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»

Re

Рисунок 1 - Основные геометрические размеры конической зубчатой передачи

4.3.2 Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб

Для шестерни [σ F1] , МПа.

YF1

Для колеса [σ F2 ], МПа.

YF2

Из пары сопряженных колес расчет производится по колесу с меньшим отношением [σ]F / YF .

здесь i – индекс, соответствующий значениям моментов, коэффициентов формы зубьев, числа зубьев для шестерни (i =1) и колеса (i =2) соответственно.

Отклонение расчетного значения напряжений изгиба от допускаемого:

должно быть в пределах -5 % ≤ ∆σF ≤ +15 % (знак «-» означает недогрузку и знак «+» означает перегрузку передачи по напряжениям изгиба).

11

Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»

4.4 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Проверка выполняется при отсутствии в приводе предохранительных муфт и ременных передач.

Коэффициент перегрузки привода:

Максимальные напряжения изгиба σ Fmax1,2

s Fmax1 = s F1 × a ПГ < [σ]Fmax1;

sF max 2 = s F2 × a ПГ < [σ]Fmax2 .

4.5Определение основных геометрических размеров колес передачи

4.5.1 Внешние делительные диаметры колес

de1 = me · Z1 ;

de2 = me · Z2 .

4.5.2 Внешнее конусное расстояние

4.5.3 Ширина венца

b= ψ`be · Re.

4.5.4Среднее конусное расстояние

R = Re – 0,5·b.

4.5.5Средние делительные диаметры колес

d1 = m · Z1; d2 = m · Z2.

4.5.6Внешняя высота головки зуба

hae1 = hae2 = me .

4.5.7Средняя высота ножки зуба hf1 = hf2 = 1,25·m .

4.5.8Угол ножки зуба

12

Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»

4.5.9 Внешние диаметры вершин зубьев

dae1 = de1 + 2·me·cos δ1 ; dae2 = de2 + 2·me·cos δ2 .

4.5.10Внешние диаметры вершин зубьев после притупления кромки d'ae1 = dae1 - 2· me·sinδ1;

d'ae2 = dae2 - 2· me·sinδ2 .

Величины d'ae1 и d'ae2 следует округлить до целого числа.

4.5.11Внешняя высота ножки зуба hfe2 = hfe1 = 1,25·me .

4.5.12Внешняя высота зуба

he1 = hae1 + hfe1; he2 = hae2 + hfe2 .

4.5.13 Угол конуса впадин

δf1 = δ1 – θf1; δf2 = δ2 – θf2 .

4.6 Силы, действующие в зацеплении

4.6.1 Окружная сила на среднем делительном диаметре шестерни и колеса

Ft1 = Ft2 = 2 × T1 × 103 , H,

d1

где Т2 – вращающий момент на колесе (Н×м);

d2 – средний делительный диаметр колеса (мм).

4.6.2Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе

Fa1 = Fr2 = Ft1 ×tg α × sin δ 1, Н,

где α – угол профиля производящего (режущего) инструмента α=200 [1, с.24].

4.6.3 Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе Fr1 = Fa2 = Ft1 × tg α × cos δ 1 , Н.

Силы, действующие в коническом зацеплении, представлены на рисунке 2.

13

Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»

F F

Fr2

Рисунок 2 − Силы, действующие в коническом зацеплении

5. Пример проектировочного расчета открытой конической зубчатой передачи

5.1 Исходные данные

Мощность Р1 на валу шестерни, кВт −3,26. Мощность Р2 на валу колеса, кВт − 3,06. Вращающий момент Т1 на шестерне, Н·м −1112,2. Вращающий момент Т2 на колесе, Н·м − 2927,3. Частота вращения n1 шестерни, мин-1 − 28. Частота вращения n2 колеса, мин-1 − 10. Передаточное число u' − 2,8.

Срок службы передачи Lh , час − 24000. Типовой режим нагружения передачи – II. Передача нереверсивная.

Вприводе используется асинхронный электродвигатель АИР112М4УЗ (

Рномэд = 5,5 кВт, nэд = 1432 мин-1, Тmax/Tном = 2,2).

Требуемая мощность электродвигателя по кинематическому расчету Рэдтр = 5,122 кВт.

5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

5.2.1 Суммарное число циклов перемены напряжений

14

Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»

5.2.2Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

5.2.3 Материалы зубчатых колес

Шестерня изготавливается из стали 45 по ГОСТ 1050 (см. таблицу 1). Термообработка – улучшение, твердость НВ1 235–262, предел прочности

σВ1 = 780 МПа, предел текучести σТ1 = 540 МПа.

Колесо изготавливается также из стали 45 (см. таблицу 1). Термообработка – нормализация, твердость НВ2 179–207, предел

прочности σВ = 600 МПа, предел текучести σТ = 320 МПа.

Средние твердости поверхностей зубьев шестерни и колеса:

5.2.4Допускаемые напряжения

5.2.4.1Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость 1) Для шестерни

[s ]F1 = σ Flim1 × YN1 × YR × YA ,

SF

σ Flim1- предел изгибной выносливости для материала шестерни при отнулевом цикле:

σ Flim1 = 1,75×HBср1=1,75×248,5=434,875 МПа,

SF = 1,75– коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность (см. с.7);

YN1 – коэффициент долговечности для шестерни, учитывающий влияние ресурса передачи:

YN1 = 6 NFG ,

NFE1

здесь NFG = 4·106 – базовое число циклов перемены напряжений (см. с.7),

так как NFE1 > NFG , следовательно, YN1 = 1(см. с.7);

15