Курсовой проект по деталям машин. Записка_09.09. Содержание 4 Кинематический и силовой расчет привода 7

• Название: Содержание 4 Кинематический и силовой расчет привода 7
• Анкор: Курсовой проект по деталям машин
• Дата: 23.10.2022
• Размер: 2.94 Mb.
• Имя файла: Записка_09.09.doc
• Тип: Документы; #749836
• страница: 5 из 18

6. Расчет цилиндрической косозубой передачи

Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев – наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 НRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки [1,2,7]. Этот вид прочностных расчетов проводят для передач, работающих в герметично закрытых корпусах с обильной смазкой, имеющих колеса с твердостью зубьев не выше 45...50 HRC. Проектировочный расчёт ведём по условию контактной выносливости зубьев. В результате этого расчёта определяется максимальный диаметр делительного конуса колеса , мм.

6.1 Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния вычисляют по формуле [6, стр. 177]:



где К_a – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа^1/3; U – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора: ;Т_{2 ном} – номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм: Нм; К_H' – ориентировочное значение коэффициента концентрации контактных напряжений по площади контакта зубьев взаимодействующих колес, определяется по графикам из [6, с. 177]: К_H'=1,2; , коэффициент относительной ширины зубьев колес, величину которого регламентирует ГОСТ 2185 – 66: (так как колесо улучшено, а шестерня улучшена); b_w – рабочая ширина зубчатых венцов колес; a_w – межосевое расстояние передачи; _HР – расчетное значение допускаемых контактных напряжений, МПа.

Тогда:



По рекомендации [6, стр. 180]: выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние:

Назначаем нормальный модуль по соотношению [6, стр. 177]:

m_n = (0,01…0,02)·а_>2 мм.

m_n = (0,01…0,02)·225 = (2,25 …4,5) мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4,0, так как для силовых передач m_>2,0 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса [6, стр. 177]:

Число зубьев шестерни

Сos10⁰

z₁ = >16,74. Принимаем z₁ = 18.

Число зубьев колеса

z₂ = u·z₁ = 5·18 = 90. Принимаем 90.

Уточняем передаточное число [6, стр. 177]

u_ф =

Отклонений от требуемого u составляет 0,0% (допускается 4%).

Уточняем угол наклона зубьев [6, стр. 178]:



Что находится в рекомендованных пределах: [6, стр. 178]

Определяем диаметры делительных окружностей колёс [6, стр. 178]:

d₁ = m_n ·z₁/Cos = 4·18 / Cos 16,26 = 75мм.

d₂ = m_n ·z₂/Cos = 4·90 / Cos 16,26=375 мм.

Проверка межосевого расстояния [6, стр. 178]:

а_ = 0,5·(d₁+d₂) = a.

а_ = 0,5·(75+375) = 225 мм = а= 225мм.

Определяем ширину зубчатых колёс [6, стр. 178]:

b_W = _ba·a_ = 0,315·225 = 70,9 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения по ряду Ra20

b₂ = 71 мм.

Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм больше

b₁ = b₂+(5…8) = 71+(5…8) = 76…79 мм. принимаем

b₁ = 80 мм.