IMG00067

67

5.3.4. OBLICZANIE STOŻKOWYCH PRZEKŁADNI ZAMKNIĘTYCH O ZĘBACH PROSTYCH, wg [15,38,48,51,52,53]

10^{1 2}

d'ex = k_d

gdzie    K^O-^)³^'

k_d = 101 MPa^1,3 - dla kół o zębach prostych; k_bc - współczynnik szerokości wieńca (w stosunku do zewnętrznej długości tworzącej koła stożkowego); k_be= b/R_e = (0,2...0,3); kup - współczynnik nierównomiemości rozkładu obciążenia wzdłuż linii styku; k_Hp ⁼ f(HB, rozmieszczenie kół względem łożysk, k_be)

PARAMETRY ZADANE:

Schemat reduktora;

T_uT₂, N-m; n„ n₂, min u; T_max/T_nom;

np, 0>_P1(2), 0HPmaxl(2), &FPmax 1(2), MPa. Warunki pracy przekładni.

1. OBLICZANIE ŚREDNICY ZĘBNIKA I DOBÓR INNYCH PARAMETRÓW PRZEKŁADNI

1.1. Zewnętrzna obliczeniowa średnica zębnika, mm

T₂ k    k _Ą

(rys. 5.3.4a,b);

k_A - współczynnik uwzględniający zewnętrzne obciążenie dynamiczne (tabl. 5.3.9); v_H - współczynnik uwzględniający zmianę wytrzymałości przekładni stożkowej w porównaniu z przekładnią walcową; v_H= 0,85.

1.2.    Przyjmując wstępnie z\ = 17, oblicza się moduł obwodowy zewnętrznym'_tc = dć\lz[ i zaokrągla ml_e do wartości zbliżonej do m_tc=m_n, mm, zgodnej z PN³ (tabl. 5.3.2).

1.3.    Liczba zębów zębnika Z\-dei/m_te-Liczba zębów koła zębatego z₂= z,u.

Z\, z₂ — liczby całkowite.

1.4.    Przełożenie rzeczywiste przekładni u n.-z₂/z\.^{4 5}

1.5.    Długość zewnętrzna tworzącej koła stożkowego, mm

R_e = 0,5m_le\Jz j+zf .

1.6.    Szerokość wieńca kół zębatych, mm b=R_ek_be. b - liczba całkowita (m_te^ (1/8...1/10) b).

1.7.    Długość średnia tworzącej koła stożkowego, mm

R_m-Rc - 0,5 b.

1.8.    Kąty stożków podziałowych, st

ó,= arc tg(l/u_ra); ó₂=arc tg(u_ra).

1.9.    Średnice zewnętrzne kół zębatych, mm

-podziałowych    d_eim = m_lez^2)',

-    wierzchołków zębów d_oel(2)=d_C\(2)⁺2 m_tecos5\(i)\

- stop zębów    dfeu2)=d_e I(2,-2,4 m_/ccosói(2).

1.10.    Moduł w średnim przekroju zęba, mm

m_m= m,_eR_m/R_e.

1.11.    Średnice średnie kół zębatych, mm

dm\(2)⁼ film Zi(2).

Obliczone wymiary i dobrane parametry przekładni - rys. 5.3.2.

2.4.    Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego k_Htf = f (i3, klasa dokładności, twardość zębów (tabl. 5.3.14).

2.5.    Współczynnik uwzględniający nierównomiemość rozkładu obciążenia między parami zębów w zazębieniu k_Ha = f (i3, klasa dokładności):

- dla zębów prostych k_Ha = 1,0.

2.6.    Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa, N/mm

Wnt⁼ F,knp k_HlSk_Hak_A/b.

2.1. Obliczeniowe naprężenia stykowe, MPa

ry — ³7³    7    7    / Wlit i U 1 ^ rr ⁴

^UH~Z,_H Zy_MZ._e\\ —-J-— ^ U_Hp ,

^v Vh Uml U

gdzie Z„,Z_M,Z_C (5.3.1 p. 2.7).

3.    SPRAWDZANIE OBLICZENIOWYCH NAPRĘŻEŃ

GNĄCYCH

3.1.    Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego przy zginaniu zęba k_Fd= f (i9, klasa dokładności, twardość zębów) (tabl. 5.3.14).

3.2.    Współczynnik nierównomiemości rozkładu obciążenia względem linii styku k_Fp = 1+1,5 (kup -1).

3.3.    Współczynnik uwzględniający nierównomiemość rozkładu obciążenia między parami zębów w zazębieniu k_Fa = f (i3, klasa dokładności) k_Fa = 1,0.

3.4.    Jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa przy zginaniu, N/mm Wpt=Ftk_Fp k_F# k_Fak_A /b.

3.5.    Ekwiwalentna liczba zębów z ,(_2)a] = z _H2)/cos 6 _H2y

3.6.    Współczynnik kształtu zębów zębnika i koła zębatego Yf5i(2)⁼ f (zi(2)e_q, ³i(2)) (³i(2)⁼ 0) (rys. 5.3.5). Obliczenia wykonuje się dla koła z pary „zębnik -koło zębate", dla którego jest mniejszy stosunek

&FP 1(2)/^FS 1(2) -

3.7.    Obliczeniowe naprężenia gnące, MPa

^<^/ i(₂)⁼ Y_rai(₂) WFt/(v_F m_m)<. o~_FPi(2),

gdzie v_F - współczynnik uwzględniający zmniejszenie wytrzymałości stożkowej przekładni w porównaniu z przekładnią walcową v_F = 0,85.

4.    SPRAWDZANIE WYTRZYMAŁOŚCI ZĘBÓW

PRZY PRZECIĄŻENIACH

4.1.    Maksymalne naprężenia stykowe, MPa

O/fmax ⁼ &H / T_max/7nom $dHPmax 1(2).

4.2.    Maksymalne naprężenia gnące, MPa

CFf maxl(2)⁼ OVl(2) (/max /nom) k~Opp max 1(2)-

1

SPRAWDZANIE OBLICZENIOWYCH NAPRĘŻEŃ STYKOWYCH

2.1.    Siła obwodowa w zazębieniu, N F,=2T_l-\tf/d_m\-

2

2.2.    Prędkość odwodowa kół, m/s i3=Trd_mt t?i/(60 TO²)-

2.3.    Klasa dokładności= f (•$) (tabl. 5.3.10).

3

Ze względów technologicznych nacinanie kół o zębach prostych nie wymaga znormalizowania wartości m_tc.

4

W związku z udokładnieniem u przekładni (patrz PARAMETRY ZADANE i p. 1.4) wprowadza się korektę przełożenia następnego do obliczeń stopnia napędu i zawartości kolumn a i T (tabl. 2.4).

5

Dla 1°//-°hp 1100 /(Tup >5% wprowadza się odpowiednią zmianę szerokości kół b (p. 2.6) i przeliczenie parametrów przekładni od p. 1.9 przy nowej wartości b.

Zaleca się również udokładnienie Cf„_p wg 5.2 p. 5.2 jak dla przekładni o obliczonych i dobranych parametrach.