Проектный расчет. Расчет геометрии колес передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния a_w определяют по условию контактной выносливости зубьев колеса согласно расчетным зависимостям [5, с. 153]:

, мм (4.1)

где Т_1H – расчетный крутящий момент на ведущем валу передачи, Н^.м;

s_HР2 – допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, МПа,

К₁ – расчетный коэффициент; для прямозубых колес К₁ = 450, для косозубых и шевронных колес К₁ = 410 [1, с.18].

Рассчитанное значение межосевого расстояния a_w необходимо согласовать со стандартным рядом (табл. 4.1), если проектируют стандартный редуктор.

Таблица 4.1

Межосевое расстояние зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

При проектировании нестандартного редуктора следует использовать значение межосевого расстояния,округленное до ближайшего большего числа из нормальных линейных рядов по ГОСТ 6636-69 (Приложение 1).

Диапазон величин нормального модуля m_n:

m_n = (0,01 …0,02)·a_w

Нормальный модуль передачи m_n согласуют со стандартным значением (табл. 4.2), входящим в рассчитанный диапазон.

Таблица 4.2

Модули зубчатых передач по ГОСТ 9563-60

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

Зависимости для расчета суммарного числа зубьев в передаче Z_Σ , числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ приведены в табл. 4.3.

Для расчета чисел зубьев косозубой передачи предварительно можно принять угол наклона зубьев β =10⁰ . Для раздвоенной шевронной передачи и шевронной передачи значение угла β выбирают из диапазона: 25⁰… 40⁰ .

Таблица 4.3

Зависимости для расчета чисел зубьев в цилиндрической передаче

Суммарное число зубьев	Число зубьев шестерни	Число зубьев колеса
		Z2 = ZΣ – Z1

Примечание. Рассчитанные числа зубьевнеобходимо округлить до целого числа.

По округленным значениям чисел зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ уточняют фактическое передаточное число u_факт и его отклонение от стандартного значения ∆u:

u_факт = Z ₂ / Z ₁

Затем уточняют величину угла наклона зубьев колес b :

Вычисление cos b надо выполнять с точностью до пяти цифр после запятой.

Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ :

(4.2)

В ф. (4.2) для прямозубой передачи cos β = 1.

Правильность выполненных расчетов проверяют по зависимости:

(4.3)

Если межосевое расстояние, вычисленное по ф. (4.3), получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно, и можно продолжать расчет геометрических параметров шестерни и колеса. В противном случае необходимо уточнить величину «cos β» и повторить расчеты по ф. (4.2) и ф.(4.3).

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m_n , d_a2 = d₂ + 2 ^. m_n

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_{f 1} = d₁ – 2,5 ^. m_n , d_{f 2}= d₂ – 2,5 ^.m_n

Ширина зубчатого венца колеса:

b_W2 = Ψ_ba ·a_w (4.4)

При расчете раздвоенной шевронной передачи следует помнить, что крутящий момент с одного вала на другой передается с помощью двух пар колес. Следовательно, рассчитанная по ф. (4.4) величина b_W2 – это ширина зубчатых венцов двух колес.

При монтаже передачи возможен относительный осевой сдвиг зубьев шестерни и колеса. Чтобы гарантированно обеспечить длину контактной поверхности зубьев, заложенную в расчеты, необходимо изготовить шестерню большей ширины, чем колесо: b_W1 = b_{W 2} + (3…5) мм

Рассчитанные величины b_W1 и b_W2 необходимо округлить до ближайшего значения по нормальным линейным размерам согласно ГОСТ 6636-69 (см. Приложение 1).

Дата добавления: 2014-10-10; просмотров: 289; Нарушение авторских прав

Мы поможем в написании ваших работ!