Расчет цилиндрической зубчатой передачи

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 8Следующая ⇒

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Проектный расчет

Из расчета на контактную выносливость по преобразованной формуле Герца находят межосевое расстояние

                                      (3.1)

где С=310 для прямозубой передачи, С=270 для косозубой и шевронной передачи. Прямозубые передачи применяются при окружных скоростях вращения в зацеплении V<6 м/с; косозубые - при скоростях V=3-15 м/с. Шевронные передачи используются для тяжелонагруженных приводов.

Таблица № 4

Термическая

Твердость

зубьев HRC

Стали

S_H

S_F

обработка

На поверхности

В сердце-вине

МПа

МПа

Нормализация,

улучшение

НВ180-350

40;45;40Х; 40ХН; 35ХМ и др.

2*НВ+70

1.1

1.8НВ

1.75

Объемная закалка

45-55

40Х;40ХН; 35ХМ и др.

18HRC+150

1.1

1.75

Закалка при нагреве ТВЧ по всему контуру (модуль т_п³3)

56-63

42-50

25-35

58;У7

40Х;35ХМ и др.

17HRC^пов

1.2

1.75

Закалка при нагреве ТВЧ сквозная (модуль т_п<3)

42-50

42-50

40Х; 35ХМ;40ХН и др.

+200

1.2

1.75

Азотирование

HV

550-750

24-40

40Х; 40ХФА; 40ХН2МА и др.

1.2

10HRC^пов+240

1.75

Цементация и закалка

56-63

30-43

Цементируемые стали всех марок

20Н2М;12ХН3А

23HRC^пов

1.2

1.55

Нитроцементация и закалка

56-63

30-43

25ХГМ

23HRC^пов

1.2

1.55

Здесь HRC^пов твердость материала заготовки на ее поверхности в единицах Роквелла;

HV - единицы твердости при испытании алмазной пирамидкой по Виккерсу.

Коэффициенты нагрузки в проектном расчете предварительно принимают k_Ha=1; k_HV=1, а k_Hb определяют по табл.5.

                                                                                             Таблица 5 /3/

Расположение зубчатых колес относительно

Твердость

подшипниковых опор

£ НВ350

>НВ350

Симметричное

1.00 - 1.15

1.05 - 1.25

Несимметиричное

1.10 - 1.15

1.15 - 1.35

Консольное

1.20 - 1.35

125 - 1.45

Угол наклона линии зуба b для косозубых колес выбирают в пределах от 8 до 22⁰ ( чаще до 15⁰); для шевронных b = 25 - 40⁰. Выбор большего значения угла наклона способствует улучшению кинематических параметров передачи (плавность хода, бесшумность работы, меньшие габариты и т.д.), но увеличивает осевую нагрузку в зацеплении, что отрицательно сказывается на стоимости и габаритах подшипниковых узлов.

Коэффициент ширины венца y_ba назначают из ряда 0.063; 0.08; 0.100; 0.125; 0.160; 0.200; 0.250; 0.315; 0.400; 0.450; 0.500; 0.630; 0.800; 1.00; 1.25 в пределах от 0.125 до 0.400 для прямозубых колес; от 0.250 до 0.630 для косозубых и от 0.5 до 1.00 для шевронных колес.

Вращающий момент Т₂ вычислили ранее по (1.12). Передаточное число u зубчатой пары равно ее передаточному отношению i.

Межосевое расстояние (3.1) округляется до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (мм) : 25; 28; 32; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710.

Модуль зацепления m (для косозубых и шевронных колес обычно нормальный модуль m_n) выбирают в пределах

                m = (0.01¸0.02)*a_w                                               (3.2)

из ряда стандартных по СТ СЭВ 310-76 (мм): 1; 1.125, 1.25; 1.375; 1.50; 1.75; 2.0; 2.25; 2.5; 2.75; 3.0; 3.5; 4.0; 4.5; 5.0; 5.5; 6.0; 7.0; 8.0; 9.0; 10.0; 11; 12; 14; 16; 18; 20.

Определяют суммарное число зубьев

                                                                          (3.3)

Здесь и далее для прямозубых колес нормальный модуль зацепления заменяют на модуль m, а b = 0.

Число зубьев шестерни и колеса вычисляют по формулам, приведенным ниже, окугляя результат до целого числа

                                                                         (3.4)

Во избежание подрезания корня ножки зуба, должно соблюдаться ограничение на минимальное число зубьев шестерни

                         z₁ ³ 17 cos³b.                                                         (3.5)

Если это условие не соблюдается, необходимо уменьшить модуль зацепления в рекомендованных пределах (3.2) и повторить расчет или начать проектирование передачи со смещением. После округления z₁ и z₂ уточняют передаточное число

                         u = z₂ / z₁.                                                               (3.6)

Отклонение расчетного значения от ближайшего стандартного u_CT

                                                                                                                   (3.7)

не должно превышать 2.5% при u£4.5% и 4 % при u>4.5%. Если это условие не выполняется, расчет повторяют для других исходных модулей зацепления.

Чтобы сохранить межосевое расстояние стандартным, уточняют угол наклона линии зуба для косозубых и шевронных передач

                                                           (3.8)

В прямозубых передачах уточняют межосевое расстояние

                                                              (3.9)

Прочие геометрические параметры зубчатых колес определяют по табл.6.

                                                                          Таблица 6

Параметры

Обознач.

Формулы

Делительный диаметр

d₁^(*

z₁*m_n/cosb

Диаметр окружности вершин

d_a1^(*

d₁+2*m_n/cosb

Диаметр окружности впадин

d_f1^(*

d₁-2.5*m_n/cosb

Ширина зуба колеса

b_w2^(**

y_ba*a_w

Коэффициент ширины зуба по делительному диаметру шестерни

y_bd

0.5*y_ba(u+1)

^(* - расчет аналогичного параметра колеса выполняют по такой же формуле с соответствующей заменой индекса "1" на "2"; ^(** - ширину зуба шестерни назначают на 5-10 мм больше, чтобы предотвратить уменьшение длины контактной линии при возможном смещении зубчатых колес в зацеплении.

Познавательные статьи:



Как правильно слушать собеседника

Типичные ошибки при выполнении бросков в баскетболе

Принятие христианства на Руси и его значение

Средства массовой информации США