IMG00071

71

71

~ Z „ Z_M Z, = 1,53

Współczynnik nierównomiemości rozkładu obciążenia wzdłuż linii styku k_Hp ⁼ i(HB, rozmieszczenie kół względem łożysk) k_Hp = 1,12 (rys. 5.3.4b - krzywa la) dla £_teu/(2-£J = 0,3-2,5/(2-0,3) = 0,44.

Współczynnik uwzględniający zewnętrzne obciążenie dynamiczne £,4=1,25 (tabl. 5.3.9).

Współczynnik uwzględniający zmianę wytzymałości przekładni stożkowej w porównaniu z przekładnią walcową v_H= (u, HB) = 0,81+0,15u = 0,81+0,15-2,5 = 1,19 (tabl. 5.3.13).

1.2.    Liczba zębów zębnika z,=f (u) = 12    (tabl. 5.3.11).

Liczba zębów koła zębatego z₂=z, u = 12 -2,5 = 30.

1.3.    Przełożenie rzeczywiste przekładni u_ra=z₂/z,= 30/12 = 2,5.

1.4.    Liczba zębów koła płaskiego

z_s— 'iz\ + z\ = t/l2²+30² = 32,31.

1.5.    Wielkość wstępna zewnętrznego modułu obwodowego m\_e=d'_c\lz_K= 41,4/12 = 3,45 mm.

1.6.    Wielkość wstępna zewnętrznej długości tworzącej kół stożkowych Rć = 0,5 m « z_s =0,5-3,45-32,31 = 55,73 mm.

1.7.    Szerokość wieńca kół stożkowych b = R'_c k^ 55,73-0,3 = 16,7 mm.

Przyjmujemy 6= 17 mm.

1.8.    Wielkość obliczeniowa średniego modułu normalnego m(, =2 (RĆ- 0,5 b) cos p„ Iz_s =

= 2(55,73-0,5 17) cos30°/32,31 =2,53 mm. gdzie p„ = 30° - kąt nachylenia linii zęba (zaleca się przyjmować jedną z wielkości szeregu:

- 25°, 30°, 35°, 40°).

Przyjmujemy m, = 3,0 mm (tabl. 5.3.2).

[m„ = 3,0>(l/8...1/10) 6 = (1/8... 1/10)17 = (2,13... 1,70) mm],

1.9.    Średnie średnice kół

d_m\ = m„ z,= 3,0-12 = 36 mm, d_mi=in_a z-i= 3,0-30 = 90 mm.

1.10.    Kąty stożków podziałowych

ó, = arc tg (l/u_re) = arc tg (1/2,5) = 21,801° = 21°48'05"; <5₂=arc tg(urz) = arc tg 2,5 = 68,199° = 68°11'55".

(<5,+<5_a= 90°).

1.11.    Długość średnia tworzącej kół Rm=0,5m„z_s/cospn = 0,5-3,0-32,31/cos30° = 55,96 mm.

1.12.    Długość zewnętrzna tworzącej kół

Rc = Rm+ 0,5 b = 55,96+0,5 -17 = 64,46 mm.

1.13.    Moduł zewnętrzny obwodowy

m_lc = 2R_clz_s = 2-64,46/32,31 =3,99 mm.

1.14.    Średnice zewnętrzne podziałowe kół d_C\=m_K z, = 3,99-12 = 47,88 mm; dc2=mtc Zi= 3,99-30 = 119,70 mm.

2. SPRAWDZANIE OBLICZENIOWYCH NAPRĘŻEŃ STYKOWYCH

2.1.    Siła obwodowa w zazębieniu

F,=27j \0^l/d_mi-2-36,2-10³/36,00 = 2011 N.

2.2.    Prędkość odwodowa kół

= rrn,/(60 ■ 10³) = TT 36,00■ 1450/(60-10³) = 2,73 m/s.

2.3.    Klasa dokładności = f (i?) - 8 (tabl. 5.3.10).

2.4.    Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego k«< = f(iJ, klasa dokładności, twardość zębów); k_M= 1,03 (tabl. 5.3.14).

2.5.    Współczynnik uwzględniający nierównomiemość rozkładu obciążenia między parami zębów w zazębieniu. Dla zębów łukowych £_Ha=l,07 (tabl. 5.3.12).

2.6.    Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa Whi —F, kup k_H$ kii_a k_A/b =

= 2011 1,12-1,03-1,07-1,25/17 = 182,5 N/mm.

2.7.    Obliczeniowe naprężenia stykowe

W_Ht <lu²+l\

v_H d_m i u

■²⁷⁵ 0’⁹'iuMl|i§ = ⁸¹⁰ MPa < ^a*r⁼ 900 MPa-

Współczynnik uwzględmający kształt stykających się powierzchni zębów skośnych Z„ = l,77cos/S = 1,77-0,82= 1,53.

Współczynnik uwzględniający własności mechaniczne kół zębatych Za/= 275 MPa^1,2.

Czołowy wskaźnik przyporu E_a =[l,88-3,2(l/z,+l/z₂)]cos/S =

= [1,88-3,2(1/12+1/30)] cos 35°= 1,24.

Współczynnik przyporu Z_c = \l \/c_a = \l 1/1,24 = 0,90. Przeciążenie przekładni

| O,, - 0„p 1100 !o_m = 1947-9101100/910 = 4,12% < 5%.

3.    SPRAWDZANIE OBLICZENIOWYCH NAPRĘŻEŃ GNĄCYCH

3.1.    Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego przy zginaniu zęba k_F# = f (i9, klasa dokładności, twardość zębów); £>,,= 1,03 (tabl. 5.3.14).

3.2.    Współczynnik nierównomiemości rozkładu obciążenia wzdłuż linii styku

£r>=l+l,5(£«0-l) = 1+1,5(1,12-1) = 1,18.

3.3.    Współczynnik uwzględniający nierównomiemość rozkładu obciążenia między parami zębów w zazębieniu. Dla zębów kołowych k_Fa = 1,22 (tabl. 5.3.12).

3.4.    Jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa przy zginaniu W_F, =F,k_Fp k_Fl} k_Fa k_A/b =

= 2011-1,18-1,03 -1,25-1,25/17 = 224 N/mm.

3.5.    Ekwiwalentna liczba zębów

^ ieq= -Zi/(cos³/5 -cosói) = 12/(cos³30°-cos21,8°)= 19,9; z_2cq= z₂/(cos³/S -cos(5₂) = 30/(cos³ 30°-cos68,2°) = 124,4.

3.6.    Współczynniki kształtu zębów

Y_ral= f (*.«,) = 4,14; Y_ra2=f(z_2eq) = 3,73 (rys. 5.3.5). 0/-./Y_ral = 304/4,14 = 73,4; Om/Y^ 304/3,73 = 81,5. Dalsze obliczenia wykonujemy dla zębnika.

3.7.    Obliczeniowe naprężenia gnące O pi—Yp_v | Wp, / (v_F iri_m)=

= 4,14 -224/(0,93 3,0) = 332 MPa<0>/>, = 320 MPa. Współczynnik uwzględniający zmniejszenie wytrzymałości stożkowej przekładni w porównaniu z przekładnią walcową v_F = 0,65+0,llu = 0,65+0,11 2,5 = 0,93 (tabl. 5.3.13). Przeciążenie przekładni

\Op-Opp 1100/CTf,, =| 332-320| 100/320 = 3,7% < 5%.

4.    SPRAWDZANIE WYTRZYMAŁOŚCI ZĘBÓW PRZY PRZECIĄŻENIACH

4.1.    Maksymalne naprężenia stykowe

Off max —&H /^max/7^nom =

= 810/2^= 1379 $ CTmpiimi(2j = 2080 MPa.

4.2.    Maksymalne naprężenia gnące t7rmax 1“G_F\(F_max/T_nom') —

= 320-2,1 =672 MPa<a_fPmsx, = 700 MPa.

5. SIŁY DZIAŁAJĄCE W ZAZĘBIENIU

5.1.    Moment rzeczywisty na wale wyjściowym T_lrz=Ti u_n/u =87,8 -2,5/2,5 = 87,8 N-m.

5.2.    Siły obwodowe

F„= 2-10³ T, /d_mi = 2-10³-36,2/36 = 2011 N;

F,₂ = 2-10³ 7'_2rz/rf_m2 = 2-10³-87,8/90 = 1951 N.

5.3.    Siły promieniowe JVi=F,,(tga-cos<5L + sin/!?.sin(5i) /cos/S=

= 2011 (tg 20°cos 21,8°+sin 30°sin 21,8°)/cos 21,8° = 570 N; Ą₂=F,2 (tg a-sin ói + sin p-cosó\)/cosp =

= 1951 (tg 20°sin 21,8°+sin 30°cos 21,8°)/cos 21,8° = 1256 N.

5.4.    Siły poosiowe

Foi=F,,(tga-sin ó] + sin(S-cos(5i)/cosjS =

= 201 l(tg 20°sin 21,8°+sin 30°cos 21,8°)/cos 21,8° = 1298 N; F„₂ =F,₂ (tga-cosdi + sin p■ sin(5,)/cos/J =

= 201 l(tg 20°cos 21,8°+sin 30°sin 21,8°)/cos 21,8° = 553 N. Obliczone wymiary i dobrane parametry przekładni - rys. 5.3.2.