Пример расчета. Дальнейшую методику расчета зубчатой цилиндрической прямозубой передачи проследим на рассматриваемом примере

Дальнейшую методику расчета зубчатой цилиндрической прямозубой передачи проследим на рассматриваемом примере.

Допускаемые контактные напряжения при номинальной нагрузке

[ s_Н ] и при перегрузках [ s_{Н мах} ] рассчитаны по [4].

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи – межосевое расстояние (рисунок 2). Предварительное его значе -

Рисунок 2 – Геометрические параметры цилиндрической

зубчатой передачи

Рисунок 3 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых

зубчатых колёс

ние рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев [3, с. 61] по формуле

, (22)

где Т ₂ – вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Н×мм;

K_Hb – коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес K_Hb = 1 [3, c. 61];

y_а – коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор y_а = 0,4 или 0,5 [4];

u – передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[ s_Н2 ] – допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния

.

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [4]: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем = 112мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

, (23)

(24)

Значения b^/ ₁ и b^/ ₂ округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 50 мм; b₂ = 45 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m^/ = (0,01…0,02) × а = (0,01…0,02) ×112 = 1,12…2,24 мм. (25)

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модули.

Выбираем модуль m = 2,0 мм.

Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения

(26)

Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (25).

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

. (27)

Полученные значения z^/_å и z^/₁ округляют до ближайшего целого значения z_å = 112 и z₁ = 19. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z₁ было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса

. (28)

Таким образом, Z₂ = 93 и Z₁ = 19.

Дата добавления: 2017-01-13