Расчет основных параметров передачи

2.2.3.1 Проектный расчет

2.2.3.1.1 Определение межосевого расстояния, мм

(15)

где K_а – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач K_а=49,5, для косозубых -K_а = 43);

ψ_а = b₂/a_w – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28 -0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; ψ_а = 0,2-0,25 – для шестерни, консольно расположенной относительно опор – в открытых передачах;

u – передаточное число редуктора или открытой передачи;

T₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н·м;

[σ]_Н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

K_Hβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

2.2.3.1.2 Определение модуля зацепления, мм

(16)

где К_m – вспомогательный коэффициент (для косозубых передач К_m=5,8; для прямозубых К_m=6,8);

d₂ = 2a_wu/(u+1) – делительный диаметр колеса, мм;

b₂ = ψ_aa_w– ширина венца колеса, мм;

[σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел. При выборе модуля первый ряд следует предпочитать второму. В силовых зубчатых передачах при твердости колес

≤ 350 НВ принять модуль m ≥ 1 мм; при твердости одного из колес ≥45 HRC, принять m ≥ 1,5 мм. В открытых передачах расчетное значение модуля увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

2.2.3.1.3 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

(17)

Полученное значение числа зубьев округлить в меньшую сторону до целого числа.

2.2.3.1.4 Число зубьев шестерни

(18)

Значение z₁ округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется z₁≥18.

2.2.3.1.5 Число зубьев колеса

(19)

2.2.3.1.6 Определение фактического передаточного числа и проверка его отклонения от заданного значения

(20)

(21)

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа пересчитать z₁ и z₂.

2.2.3.1.7 Определение фактического межосевого расстояния

(22)

2.2.3.1.8 Определение основных геометрических параметров передачи, мм:

- делительный диаметр шестерни и колеса

(23)

(24)

- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

(25)

(26)

- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

(27)

(28)

- ширина венца шестерни и колеса

(29)

(30)

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,1 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по нормальным линейным размерам.

2.2.3.2 Проверочный расчет

2.2.3.2.1 Проверка межосевого расстояния

(31)

2.2.3.2.2 Проверка условия пригодности заготовок колес и шестерни

(32)

(33)

где диаметр заготовки шестерни D_заг = d_a1+6 мм;

размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг = b₂ + 4 мм;

Предельные значения D_пред и S_пред определяют по справочным данным. При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.

2.2.3.2.3 Проверка контактных напряжений

(34)

где К – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач К = 436);

F_t = 2Т₂·10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н;

K_Hα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых передач K_Hα=1);

K_Hυ– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

Допускаемая недогрузка передачи (σ_H<[σ]_H) не более 10% и перегрузка (σ_H>[σ]_H) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса b₂.

2.2.3.2.4 Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, Н/мм²:

(35)

(36)

где m – модуль зацепления, мм;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t – окружная сила в зацеплении, Н;

К_Fα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес К_Fα=1);

K_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_Fυ– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по справочным данным в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса для прямозубых колес;

[σ]_F1и [σ]_F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Если при проверочном расчете σ_F значительно меньше [σ]_F, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

2.2.3.2.5 Силы в зацеплении (рис. 1)

Рисунок 1 - Силы в зацеплении

- окружная сила

(37)

- радиальная сила

F_r = F_ttg 20° (38)

Дата добавления: 2014-12-16