Str070 (4)

70

70

w„, (mi _t

Vh d_mi u ^

2.6.    Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa, N/mm

Wu_t—F_tkHf kumkać k_A/b.

2.7.    Obliczeniowe naprężenia stykowe, MPa

gdzie: Z_H,Z_M,Z_E (5.3.1 p. 2.7).

3.    SPRAWDZANIE OBLICZENIOWYCH NAPRĘŻEŃ GNĄCYCH

3.1.    Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego przy zginaniu zęba k_Fi} = i (•$, klasa dokładności, twardość zębów) (tabl. 5.3.14).

3.2.    Współczynnik nierównomiemości rozkładu obciążenia wzlędem linii styku -ArF0=l-l-l,5(.fctf/s-l).

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

Dla zębów skośnych k_Fa (tabl. 5.3.12).

3.4.    Jednostkowa obwodowa siła obliczeniowa przy zginaniu, N/mm W_Ft =F, k_Fp k_Fd k_Fak_A/b.

3.5.    Ekwiwalentna liczba zębów

2 l(2)eq= Z_l(2)/(C0S³|S 'COS <5i(2))-

3.6.    Współczynnik kształtu zębów zębnika i koła zębatego    (z i(2)eq, -^1(2)) (*i(2)= 0) (rys. 5.3.5).

Obliczenia wykonuje się dla koła z pary „zębnik -koło zębate", dla którego jest mniejszy stosunek

&I P 1(2) /^S 1(₂) •

3.7.    Obliczeniowe naprężenia gnące, MPa

⁼ YFsi(2)W_Ft/(v_F m_m) $o>pi(2), gdzie v_F - współczynnik uwzględniający zmniejszenie wytrzymałości stożkowej przekładni w porównaniu z przekładnią walcową (tabl. 5.3.13).

4.    SPRAWDZANIE WYTRZYMAŁOŚCI ZĘBÓW PRZY PRZECIĄŻENIACH

4.1.    Maksymalne naprężenia stykowe, MPa

G H max ⁼ O"// / 7max/^nom ^0«Pmaxl(2).

4.2.    Maksymalne naprężenia gnące, MPa

(^Fmax 1(2) ⁼ tj/- i(2) (7max /nom) ^(J_Fp max 1(2) -

5. SIŁY DZIAŁAJĄCE W ZAZĘBIENIU

5.1.    Moment rzeczywisty na wale wyjściowym, N-m

^T2tz=T₂ Urz/U.

5.2.    Siły obwodowe, N

Ft\⁼ 2-10³ 7j /d_ml; F_f2 = 2-10³ T₂Jd_m2.

5.3.    Siły promieniowe, N

p

^Fr'⁼ćósB (^tg«•^cos<5i±^sin/S-^sin<5,)^;    (1)

f

(tga-^sin ó.isin/J cosó,). (2)

5.4.    Siły poosiowe, N

p

^F<-ⁱ⁼ćóĄ(^{t8a sinói±sin}^-^cos(5')^; (o

p

^F°²⁼ćósfi (^tga-^cos5i^±sin0-^sin<51)- (2) Obliczone wymiary i dobrane parametry przekładni (rys. 5.3.2).

Tabl. 5.3.1. Wyznaczenie znaków w zależnościach (1) i (2)

T,	Kierunek nachylenia linii zęba	Znak w zależnościach
		(1)	(2)
Zgodny z mchem	Prawy	+	-
wskazówek zegara	Lewy	—	+
Przeciwny do mchu	Prawy	-	+
wskazówek zegara	Lewy	+

Uwaga: 1. Kierunek obracania n, ustala się, patrząc od strony większej średnicy zębnika.

2. Kierunek linii nachylenia zęba (rys. 7.1.3).

Rys. 5.3.2. Obliczeniowe wymiary i podstawowe parametry przekładni stożkowych

5.3.5.1. PRZYKŁAD OBLICZEŃ

Obliczyć podstawowe parametry stożkowej przekładni zamkniętej o zębach kołowych wg schematu c2, rys. 5.3.4.

PARAMETRY ZADANE:

Schemat reduktora - c2 wg tys. 5.3.4 (łożyska stożkowe);

P, = 5,5kW;    r,= 36,2Nm;    7₂=87,8 Nm;

n,= 1450 min-'; u =2,5;

Tmax/T nora⁼ 2,1.

(Jhp ⁼ 900 MPa;    0>/>i(₂> = 320 MPa;

Ghpmaxi(2)⁼ 2080 MPa;    0>/>max 1(2) = 700 MPa;

Materiał zębnika (koła zębatego) - 18HGT,

HRC i₍2)= 52.

Warunki pracy przekładni - średnie.

1. OBLICZANIE ŚREDNICY ZĘBNIKA I DOBÓR INNYCH PARAMETRÓW PRZEKŁADNI

1.1. Zewnętrzna obliczeniowa średnica zębnika

3

d_e\~k_d

-90

7*2 kup k_A 10    ₌

v„(j*p (l-k^k^u*

87,8 1,12 1,25 10³ 1,19 900² (1-0,3) 0,32,5

= 41,4 mm.

Dla kół o zębach prostych k_d = 90 MPa ^m. Współczynnik szerokości wieńca (w stosunku do zewnętrznej długości tworzącej koła stożkowego) k_bc=b/R_c={0,2...0,3).    Przyjmujemy A_v= 0,3.