Научная литература
booksshare.net -> Добавить материал -> Механика -> Батурин А.Т. -> "Детали машин" -> 99

Детали машин - Батурин А.Т.

Батурин А.Т. Детали машин — М.: МАШГИЗ, 1959. — 425 c.
Скачать (прямая ссылка): detalimashin1959.djvu
Предыдущая << 1 .. 93 94 95 96 97 98 < 99 > 100 101 102 103 104 105 .. 127 >> Следующая

5. Проверяем зубья на изгиб по формуле (137):
Ou = T--<Г |O"0lu.
уЪт cos a
а) Определяем окружное усилие: n 757V 75 • 45
V 2,64
б) Коэффициент нагрузки k = 1,44
= 1275 кГ.
328
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
г) Коэффициенты формы зуба по табл. 48: для шестерни ул = = 0,461, для колеса г/2 = 0,513.
д) Сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:
для шестерни
2/1 [o-0]u = 0,461 • 1500 = 692 кГ/см2;
для колеса
У* [Оо\и = 0,513 • 1250 = 641 кГ/см2.
Следовательно, проверять на изгиб надо зубья колеса как менее прочные.
0 = 0,513^7^20° = 4'37 кГ1мм* < [0оЬ-
Пример 53. Для цилиндрической косозубой передачи определить допускаемую мощность из расчета зубьев на изгиб и контактную прочность по следующим данным: число оборотов ведущего вала m = = 750 в минуту; числа зубьев zi = 32, Z2 = 67; нормальный модуль вацепления тп = 5 мм; ширина обода колеса b = 100 мм; межцентровое расстояние а = 250 мм; материалы колес: шестерня из стали 50 улучшенной с механическими характеристиками ае >- 80 кГ/мм2; От = 50 кГ/мм?; o*_i = 38 кГ/мм2, колесо из стали 45 улучшенной с механическими характеристиками ав >- 75 кГ/мм2; От = 44 кГ/мм2; С—і = 35 кГ/мм2; передача работает в масляной ванне.
Решение.
1. Определение допускаемой мощности из расчета зубьев на изгиб. По формуле (145) допускаемое окружное усилие
fP] = i?ok VkJ3Inn cos а.
«и
а) допускаемые напряжения изгиба при постоянном направлении нагрузки по формуле (130а): для шестерни
K]n = ^ = 1^f = 14,8 кГ/мм2;
для колеса
[0°]* = TrS = 13,6 кГ1мм*> где в обоих случаях принято In] = 2, Zc0 = 1,8.
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
329
б) Угол наклона зубьев ?:
. Z1 + Z2 т _ Zi+ Z2 тп Л - т°--2---SsT '
cos? = u±?!. = 3^L-J6 = 0,99, ? = 8°6'34".
33,
в) Фиктивные числа зубьев: шестерни
_ Z1 _32_
cos8? ~"0,97 колеса
_ Za _ 67 _ „Q
2зд> ~~ Si^?" — 0,97 ~ 0У-
г) Коэффициенты формы зуба (по табл. 48): у\ = 0,452; г/г=0,503.
д) Сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб по величине произведения гДаок:
для шестерни
0,452 • 14,8 = 6,69 кГ/мм2;
для колеса
0,503 • 13,6 = 6,83 кГ/мм2.
Зубья колеса прочнее, поэтому расчет ведем по шестерне.
е) Коэффициент, учитывающий перекрытие, принимаем ke = 1,6.
ж) Коэффициент нагрузки. Считая, что передаваемая мощность постоянна, принимаем ф = 1,0 и, следовательно, кКНц = 1,0.
Окружная скорость
я тяглії, 3,14•5•32•75O «о/ ; " — — = 6,34 м/сек.
60-1000 60-1000-0.99
Так как v < 8 м/сек, можно принять Азия = 1 (см. стр. 311) в окончательно k = 1,0. Допускаемая мощность
[N] = Щ?- = 1?- vykebmn cos а =
¦ ~ " ' М —--'—'-~* *
14,8 • 6,34 • 0,452 -1,6-100-5 - 0,94 . OQ
- = 423 л. с.
75 • 1,0
2. Определение допускаемой мощности из расчета рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность по формуле (162)
l/(v)^*< M-
330
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
учитывая, что
\пт)р пт '
получим для определения допускаемой мощности формулу
г /vi .= . ск 1_
1 J 25 3002? (і+1)8*
Допускаемое напряжение определяем для материала колеса, как имеющего меньшую стойкость рабочих поверхностей зубьев. По данным, приведенным на стр. 321, имеем
[т]ск « 0,48 о_! = 0,48-35 = 16,8 кГ/мм\
3, Число оборотов тихоходного вала в минуту
750 750 „_с пт = — = = 358.
"32
4. Принимая по-прежнему коэффициент k = 1,0, найдем
/ 67 \2
16,8^ 100 - 358 - 2502 !-?-)
W =-/67 У = 147 Л- С-
25 3002 • 1,0 • (? + 1J
Следовательно, нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью рабочих поверхностей зубьев. Допускаемая мощность должна быть принята [N] = 147 л. с.
Если применить поверхностную закалку зубьев до твердости Hb = 350, то допускаемое напряжение будет равно
[х]СК = 0.064 • 350 = 22,4 кГ/мм2 и допускаемая мощность возрастет до
[^b = 147-f|^ = 261 л. с.
Пример 54. Определить основные размеры пары открытых чугунных конических колес, входящих в состав передачи станка по следующим данным: момент на валу ведущего колеса Mx = = 7000 кГсм; числа оборотов п\ = 200; m = 300 в минуту; б = = 90°; зубья фрезерованные; передача нереверсивная.
Решение.
1. Передаточное число
1 — зоо — з *'
принимаем числа зубьев Zs = 24, zi = 36.
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
331
2. По формуле (150а) определяем средний модуль зацепления
тср - У V[OUVz1 '
принимаем ф = .1 , по формуле (151а).
О SHl О]
3. Для определения коэффициента формы у определяем фиктивные числа зубьев:
_ z]
zls5~ coso1 '
предварительно вычисляя
~2
tg Si = 4- = 1,5; O1 = SO0IQ'
_ 36 _ 56 _л-
Zl* ~ cos 56° 19' ~ 0,554 — Dt>'
аналогично находим
tg62 = tg33°41.'; cos33°41' = 0,831;
Z2?? = "O83T ~ 29'
после чего
уг = 0,502; уя = 0,440 (по табл. 48); ф = 5. „J^6O19- * 8.6.
Принимаем |o0]u = 5,5 кГ/мм2 (для чугуна СЧ 15-32 по табл. 46). Коэффициент нагрузки принимаем предварительно k = 1,5 и коэффициент износа у = 1; после чего
_ \f 2M'*V _ \f 2-70 000-1.5 _ R rR mcP ~~ V у, [CMz1 - У 0.440 . 5.5 - 8,6 - 36 ~~
Предыдущая << 1 .. 93 94 95 96 97 98 < 99 > 100 101 102 103 104 105 .. 127 >> Следующая

Реклама

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed

Есть, чем поделиться? Отправьте
материал
нам
Авторские права © 2009 BooksShare.
Все права защищены.
Rambler's Top100

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed