Нормальные линейные размеры, мм (из ГОСТ 6636 – 69)
3,2 | 5,6 | 10 | 18 | 32 | 56 | 100 | 180 | 320 | 560 |
3,4 | 6,0 | 10,5 | 19 | 34/35 | 60/62 | 105 | 190 | 340 | 600 |
3,6 | 6,3 | 11 | 20 | 36 | 63/65 | 110 | 200 | 360 | 630 |
3,8 | 6,7 | 11,5 | 21 | 38 | 67/70 | 120 | 210 | 380 | 670 |
4,0 | 7,1 | 12 | 22 | 40 | 71/72 | 125 | 220 | 400 | 710 |
4,2 | 7,5 | 13 | 24 | 42 | 75 | 130 | 240 | 420 | 750 |
4,5 | 8,0 | 14 | 25 | 45/47 | 80 | 140 | 250 | 450 | 800 |
4,8 | 8,5 | 15 | 26 | 48 | 85 | 150 | 260 | 480 | 850 |
5,0 | 9,0 | 16 | 28 | 50/52 | 90 | 160 | 280 | 500 | 900 |
5,3 | 9,5 | 17 | 30 | 53/55 | 95 | 170 | 300 | 530 | 950 |
Примечание: под косой чертой приведены размеры посадочных мест под подшипники качения.
3. Определение ширины колеса
(11)
4. Определение ширины шестерни
Для компенсации возможных ошибок осевого положения шестерни относительно колеса, в качестве значения ширины шестерни b1 принимается величина, превышающая на несколько миллиметров ширину колеса b2:
(12)
5. Предварительное значение делительного диаметра колеса
(13)
6. Определение ориентировочного значения модуля из расчета прочности по напряжениям изгиба
, (14)
где Km – поправочный коэффициент (см. 6.1);
|
|
KF – коэффициент расчетной нагрузки (см. 6.2);
[σF]min – меньшее из значений [σF]1 и [σF]2;
(Т2 – в Н·м; b2 и d2 – в мм; [σF]min – в МПа).
6.1. Поправочный коэффициент:
Km = 3,5 для косозубых и шевронных передач, Km = 5,0 для прямозубых цилиндрических передач.
6.2. Коэффициент расчетной нагрузки KF = KFβKFv,
где KFβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчете напряжений изгиба (см. 6.2.1);
KFv – коэффициент динамичности нагрузки (см. 6.2.2).
6.2.1. Коэффициент концентрации нагрузки KFβ можно вычислять с помощью приближенных (эмпирических) формул в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца относительно делительного диаметра шестерни Ψ bd = b / d1 и твердости поверхности зубьев. Формулы приведены в таблице 2.6.1.
Таблица 2.6.1
Коэффициент концентрации нагрузки К Fβ
1,0 < Ψ bd < 1,6 | ||
Размещение шестерни относительно опор | HRC ≥ 35 | HRC < 35 |
Консольное | 1,0 + 1,2 Ψ bd | 1,0 + 0,733 Ψ bd |
Асимметричное | 1,0 + 0,417 Ψ bd | 1,0 + 0,294 Ψ bd |
Симметричное | 1,0 + 0,265 Ψ bd | 1,0 + 0,125 Ψ bd |
Ψ bd < 1,0 | ||
Консольное | 1,0 + 1,2 Ψ bd | 1,0 + 1,1 Ψ bd |
Асимметричное | 1,0 + 0,42 Ψ bd | 1,0 + 0,22 Ψ bd |
Симметричное | 1,0 + 0,155 Ψ bd | 1,0 + 0,07 Ψ bd |
Кроме указанных формул для определения коэффициента концентрации нагрузки можно использовать графики, представленные на рисунке 8.
|
|
НВ ≤ 350 НВ > 350
Рис. 8. Графики для определения коэффициента концентрации нагрузки К Fβ
(номера кривых соответствуют схемам, изображенным на рисунке 7)
6.2.2. Коэффициент динамичности нагрузки на этапе проектировочного расчета обычно принимают равным К Fv = 1,0.
В качестве значения модуля принимается величина из нормального ряда (ГОСТ 9563 - 80), удовлетворяющая условию mn ≥ mno (см. табл.2.6.2), ориентируясь на рекомендацию mn = (0,01…0,02)·aw.
Таблица 2.6.2
Стандартные значения модулей для зубчатых передач
Ряды | Модуль, мм |
1-й | 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 |
2-й | 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22;28 |
Примечание: предпочтительным является 1-й ряд.
7. Определение чисел зубьев колеса и шестерни и угла наклона зубьев
суммарное число зубьев ; (15)
число зубьев шестерни ; (16)
число зубьев колеса , (17)
где β min – минимальный угол наклона зубьев (для косозубых и шевронных передач): . (18)
|
|
В передачах редуктора принимают β min ≥ 8° (назначают β = 8°…20°) для косозубых передач, β min ≥ 25° (назначают β = 30°…40°) для шевронных передач.
Значение zΣ округляют в меньшую сторону до ближайшего целого числа.
7.1. Уточнение фактического передаточного числа по принятым значениям чисел зубьев:
; (19)
Отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать 4%:
. (20)
7.2. Определение действительного угла наклона зубьев
. (21)
8. Определение основных геометрических параметров передачи (рис. 9)
8.1. Межосевое расстояние
. (22)
8.2. Диаметры делительных окружностей
шестерни , (23)
колеса . (24)
Рис. 9. Основные геометрические параметры цилиндрической передачи
|
|
8.3. Диаметры вершин зубьев
шестерни , (25)
колеса . (26)
8.4. Диаметры впадин зубьев
шестерни , (27)
колеса . (28)
8.5. Коэффициенты перекрытия:
торцового , (29)
осевого . (30)
9. Проверка выполнения условия прочности по контактным напряжениям
, (31)
где ZM – постоянная, зависящая от параметров материалов зубчатых колес (см. 9.1);
Zε – коэффициент, учитывающий влияние перекрытия на величину напряжений в контакте (см. 9.2);
Zh – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см. 9.3);
Т2 - номинальный вращающий момент на колесе, Н·м;
u – передаточное число;
Ψ ba – коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния (см. 2.1);
КНβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчете контактных напряжений (см. 2.2);
КН v – коэффициент динамичности нагрузки при расчете контактных напряжений (см. 9.4);
КНα – коэффициент неравномерности нагружения зубьев (см. 9.5).
9.1. Постоянная, зависящая от параметров материалов зубчатых колес
, (32)
где Е1и Е2 – модули Юнга материалов шестерни и колеса соответственно;
μ1 и μ2 – коэффициенты Пуассона материалов шестерни и колеса соответственно;
для зубчатых колес из стали ZМ = 340 МПа1/2.
9.2. Коэффициент, учитывающий влияние перекрытия на величину напряжений в контакте:
для расчета пары косозубых колес ; (33)
для расчета пары прямозубых колес . (34)
9.3. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
. (35)
Таблица 2.9.1
Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 272; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!