 |
Определение межосевого расстояния зубчатой
|
|
|
|
Передачи и модуля зацепления
Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи определяют по зависимости:
, мм
где [ σ ] H – допускаемое контактное напряжение в МПа;
М1 – номинальный крутящий момент на шестерне в Нмм;
U - передаточное число;
КП – коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактных линий на повышение нагрузочной способности передачи.
Для косозубых колес: при твердости НВ ≤ 350 и β < 250 КП = 1,35…1,5 (меньшие значения при Z ≤ 20, а большие – при Z1 > 40); при твердости HB > 350, а также при β > 250 независимо от твердости КП = 1,15.
Полученное значение аw округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-88.
Таблица П1
Стандартные значения межосевого расстояния, мм
| 1 ряд | 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 580 |
| 2 ряд | 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710 |
Выбираем аw = 160 мм.
Модуль зацепления ориентировочно принимают по зависимости:
m = (0,01…0,02) aw , мм.
В нашем случае примем m = 0,02·160 = 3,2 мм.
Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 9563 – 88
Таблица П2
Стандартные значения модуля, мм
| 1 ряд | 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 |
| 2 ряд | 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11 |
Выбираем m = 3 мм из первого предпочтительного ряда.
Расчет чисел зубьев, фактического передаточного
Числа и угла наклона зуба. Определение числа зубьев
Суммарное число зубьев Zc для косозубых и шевронных колес:
Угол наклона зуба β принимаем (для косозубых колес) β = 130.
Числа зубьев шестерни и колеса:
Z1 = (Zc)/(u +1); Z2 = Zc – Z1
Уточняем фактическое передаточное число.
Uф = Z2/Z1
Так как отклонение фактического передаточного числа от проектного (заданного) не должно превышать ± 3,5%, то в нашем случае отклонение в -1,45% является допустимым.
|
|
|
Проверка условия сборки
Для косозубых колес уточняют фактический угол наклона зуба β:
,
Угол наклона зуба не подлежит изменению и стандартизации.
Затем назначаем степень точности передачи, ориентируясь на окружную скорость:
, м/с
Для такой низкой окружной скорости можно назначить пониженную 8-ю степенью точности изготовления.
Таблица П3
Рекомендуемая степень точности изготовления
зубчатых передач
| Степень точности | Окружная скорость, м/с | |
| прямозубые | Непрямозубые | |
| 8 (пониженная) | до 8 | до 12 |
| 7 (нормальная) | до 12 | до 20 |
| 6 (повышенная) | до 20 | до 31,5 |
Проверка действительных контактных напряжений
Проверка действительных контактных напряжений выполняется после уточнения величины коэффициента нагрузки и определения геометрических размеров зубчатых колес по зависимости:
, МПа
где К – уточненное значение коэффициента нагрузки;
Uф – фактическое передаточное число.
Ширина колеса (венец) b2 = aw ψа=125*0,5=70 мм; ширина шестерни назначается больше – b1 = aw ψа + (4…5) мм.
Для колеса:
Для шестерни:
Затем необходимо рассчитать отклонение действительного контактного напряжения σН и [σ]Н, отклонение не должно превышать +5…- 20%. При перегрузке необходимо увеличить межосевое расстояние до ближайшего большего из стандартного ряда.
,
Запас прочности на 3,62% превышающий действительные напряжения передачи.
ВЫВОД. Расчет передачи на контактную прочность выполнен правильно.
Проверка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб
Проверка изгибных напряжений производится по формуле:
, МПа
где Р – окружное усилие, Н;
Y – коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от числа зубьев: действительного для прямозубых колес и эквивалентного (Zv) для косозубых и шевронных колес,
|
|
|
КП – коэффициент повышения нагрузочной способности на изгиб косозубых и шевронных колес (его значения такие же, как и для расчета на контактную прочность):
mn - нормальный модуль (стандартный модуль), мм.
где 
= 170,3 МПа.
Полученные значения действительных изгибных напряжений существенно ниже допускаемых, что также свидетельствует о правильности расчета на контактную прочность.
|
|
|
