Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач
Скачать 130.07 Kb.
|
Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач Последовательно определяют: 1. материал и вид термообработки (приведены в табл. 1.7). 2. вращающий момент на колесе передачи T2 в Нмм: , где - частота вращения вала колеса , 1/мин. (кВт) – задаваемая полезная мощность привода . 3. межосевое расстояние аw цилиндрической передачи, в мм. : - для прямозубой передачи- для косозубой передачи ; . Где: , KH выбирают по кривым на графиках рис. 1.4 а, б, В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления, а знак "-" - внутреннего зацепления. Расчитанное значение межосевого расстояния аw (мм) округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 1.9). 4. относительную ширину колёс назначают Из табл. 1.7 ; или где . 5. модуль зацепления m (или mn для косозубой передачи) из соотношения m(mn) = (0.01...0.02)аw , если H1 и H2 350 HB и m(mn) = (0.016...0.0315) аw , если H1 и H2 > 350 HB . Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m(mn) 1,5 мм. 6. угол наклона линии зуба для косозубой передачи назначают в пределах = 8...20. 7. суммарное число зубьев шестерни и колеса: для прямозубых колёс для косозубых колёс Полученное значение округляют до целого числа. 8. Число зубьев шестерни: , где u – передаточное число передачи, . Здесь знак "+" - для внешнего зацепления, знак "-" - для внутреннего зацепления. Значение Z 1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых и - для косозубых колёс . 9. число зубьев колеса передачи . 10. фактическое значение передаточного числа передачи (с точностью до двух знаков после запятой.) 11. фактическое межосевое расстояние для прямозубой передачи : . 12. фактический угол наклона линии зуба для косозубой передачи 13. Рабочую ширину зубчатого венца колеса: Округляется до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 1.9). 14. ширина зубчатого венца колеса , 15. ширина зуба шестерни b1 = b2 +(2...5) мм. 16. Делительные диаметры: для прямозубых колёс -для косозубых колёс - . 17. Начальные диаметры: шестерни – ; колеса – 18. Диаметры вершин зубьев: прямозубых колёс – косозубых колёс – - 19. Диаметры впадин: прямозубых колёс ; косозубых колёс – . Точность вычислений должна быть не выше 0,001 мм. Угол w= 20. . Проверочный расчёт 20. контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. – для прямозубых ; - для косозубых где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, . КНV и Кн см. табл.1.10, 1.11; 1.12.; 21. коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи для косозубой передачи: Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления, а "-" -внутреннего. , 22. коэффициент внутренней динамической нагрузки находится из табл. 1.10 по степени точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении: , м/с. затем по табл. 1.11 находят значение коэффициента . 23. упругая деформация зубьев учитывается коэффициентом KH назначаемым из табл. 1.12. Примечания: 1. Твёрдость поверхностей зубьев Верхние цифры относятся к прямым зубьям, нижние – к косым зубьям. 24. корректировка рабочей ширины зубчатого венца (принедогрузке передачи свыше 10 %),. . Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл. 1.9). 25. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. для прямозубых колёс и для косозубых колёс , где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, . Здесь Y -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, , где подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KF назначают по табл. 1.12. 26. Окружное усилие в зацеплении колёс: 27. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяют по графикам рис. 1.4 в, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KH . 28. Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 1.13 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес. Табл. 1.13 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании. 28. Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения , то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев. 30. конструктивные размеры. Диаметр ступицы колеса dст = 1,6dк. длина ступицы lст = (1,2 – 1,5) dк2 = (1,2 – 1,5)*65 Толщина обода b0 = (2,5 – 4) mn = (2,5 – 4)*2,5 Толщина диска С = 0,3b2 Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач Последовательно определяют: 1. материал и вид термообработки (приведены в табл. 1.7). 2. вращающий момент на колесе передачи T2 в Нмм: , где - частота вращения вала колеса , 1/мин. (кВт) – задаваемая полезная мощность привода . 3. межосевое расстояние аw цилиндрической передачи, в мм. : - для прямозубой передачи- для косозубой передачи ; . Где: , KH выбирают по кривым на графиках рис. 1.4 а, б, В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления, а знак "-" - внутреннего зацепления. Расчитанное значение межосевого расстояния аw (мм) округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 1.9). 4. относительную ширину колёс назначают Из табл. 1.7 ; или где . 5. модуль зацепления m (или mn для косозубой передачи) из соотношения m(mn) = (0.01...0.02)аw , если H1 и H2 350 HB и m(mn) = (0.016...0.0315) аw , если H1 и H2 > 350 HB . Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m(mn) 1,5 мм. 6. угол наклона линии зуба для косозубой передачи назначают в пределах = 8...20. 7. суммарное число зубьев шестерни и колеса: для прямозубых колёс для косозубых колёс Полученное значение округляют до целого числа. 8. Число зубьев шестерни: , где u – передаточное число передачи, . Здесь знак "+" - для внешнего зацепления, знак "-" - для внутреннего зацепления. Значение Z 1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых и - для косозубых колёс . 9. число зубьев колеса передачи . 10. фактическое значение передаточного числа передачи (с точностью до двух знаков после запятой.) 11. фактическое межосевое расстояние для прямозубой передачи : . 12. фактический угол наклона линии зуба для косозубой передачи 13. Рабочую ширину зубчатого венца колеса: Округляется до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 1.9). 14. ширина зубчатого венца колеса , 15. ширина зуба шестерни b1 = b2 +(2...5) мм. 16. Делительные диаметры: для прямозубых колёс -для косозубых колёс - . 17. Начальные диаметры: шестерни – ; колеса – 18. Диаметры вершин зубьев: прямозубых колёс – косозубых колёс – - 19. Диаметры впадин: прямозубых колёс ; косозубых колёс – . Точность вычислений должна быть не выше 0,001 мм. Угол w= 20. . Проверочный расчёт 20. контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. – для прямозубых ; - для косозубых где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, . КНV и Кн см. табл.1.10, 1.11; 1.12.; 21. коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи для косозубой передачи: Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления, а "-" -внутреннего. , 22. коэффициент внутренней динамической нагрузки находится из табл. 1.10 по степени точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении: , м/с. затем по табл. 1.11 находят значение коэффициента . 23. упругая деформация зубьев учитывается коэффициентом KH назначаемым из табл. 1.12. Примечания: 1. Твёрдость поверхностей зубьев Верхние цифры относятся к прямым зубьям, нижние – к косым зубьям. 24. корректировка рабочей ширины зубчатого венца (принедогрузке передачи свыше 10 %),. . Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл. 1.9). 25. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. для прямозубых колёс и для косозубых колёс , где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, . Здесь Y -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, , где подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KF назначают по табл. 1.12. 26. Окружное усилие в зацеплении колёс: 27. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяют по графикам рис. 1.4 в, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KH . 28. Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 1.13 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес. Табл. 1.13 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании. 28. Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения , то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев. 30. конструктивные размеры. Диаметр ступицы колеса dст = 1,6dк. длина ступицы lст = (1,2 – 1,5) dк2 = (1,2 – 1,5)*65 Толщина обода b0 = (2,5 – 4) mn = (2,5 – 4)*2,5 Толщина диска С = 0,3b2 |