Уточним фактическое передаточное число передачи
Uф = z2 / z1 = 93 / 19 = 4,89. (29)
Отклонение фактического передаточного числа составляет
.
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности
,
(30)
где КHV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости
.
(31)
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643–81. Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с – 8-я степень точности, до V2 = 10 м/с – 7-я степень точности.
Значения коэффициента КHV2 приведены в таблице 6.
По данным рассматриваемого примера V2 = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента КHV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент КHV2 = 1,112.
Таблица 6 – Значения КHV2 – коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях
|
Степень точности |
Окружная скорость V, м/с |
|||||
|
1 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
|
7 |
– |
– |
– |
1,21 |
1,29 |
1,36 |
|
8 |
– |
1,08 |
1,16 |
1,24 |
– |
– |
|
9 |
1,05 |
1,1 |
– |
– |
– |
– |
Действительное контактное напряжение по условию (30) равно
.
Допускаемая
недогрузка передачи (Н2
[
Н2])
возможна до 15%, а допускаемая перегрузка
( Н2
[
Н2])
– до 5%. Если эти условия не выполняются,
то необходимо изменить ширину колеса
b2 или межосевое расстояние
,
и повторить расчет передачи.
Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит
,
(32)
что меньше 15 %, а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
.
(33)
Для рассматриваемого примера расчета передачи
.
Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны
,
.
(34)
Диаметры вершин зубьев равны
,
.
(35)
Диаметры впадин зубьев равны
,
.
(36)
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
.
(37)
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.
Окружные силы определяют по зависимости
(38)
Радиальные силы определяют по зависимости
(39)
где = 200 – угол зацепления.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
(40)
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 7. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dК под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.
Таблица 7 – Размеры зубчатого колеса, мм
|
Параметр (рисунок 4) |
Формула |
Расчет |
|
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dК |
dcт = 1,6 45 = 72 |
|
Длина ступицы |
Lст = b2 … 1,5 dК |
Lст = 45 … 1,5 45 = = 45 … 67,5. Примем Lст = 55 мм |
|
Толщина обода |
о = (2,5…4,0) m |
о= (2,5…4,0) 2 = 5…8 |
|
Диаметр обода |
Dо = dа2 – 2 о– 4,5 m |
Dо=190–2 6– 4,5 2=169 |
|
Толщина диска |
c = (0,2…0,3) b2 |
с =(0,2…0,3) 45 = 9…13 |
|
Диаметр центров Отверстий в диске |
Dотв = 0,5 (Dо+ dcт) |
Dотв= 0,5 (169+72) = 120 |
|
Диаметр отверстий |
dотв = (Dо – dcт) / 4 |
dотв = (169 – 72) / 4 = 24 |
|
Фаски |
n = 0,5 m |
n = 0,5 2 = 1 |