Пример проектировочного расчета зубчатой цилиндрической косозубой передачи внешнего зацепления

Рассчитать зубчатую цилиндрическую косозубую передачу одноступенчатого редуктора с моментом на выходе Т₂ = 900 Н∙м.

Частоты вращения входного и выходного валов передачи равны п₁ =210 об/мин и п₂ = 70 об/мин соответственно, т. е. передаточное число и = 3.

Передача нереверсивная, с симметричным расположением шестерни относительно опор. Время безотказной работы t = 10 000 часов в тяжелом режиме нагружения.

В качестве параметров исходного контура инструмента принять:

 = 1 - коэффициент высоты головки зуба;

 = 1 - коэффициент высоты ножки зуба;

с* = 0,25 - коэффициент радиального зазора;

α = 20° - угол профиля рейки.

Расчет

1. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

1.1. Выбор материалов для колеса и шестерни по таблице 2.1.1

Зубчатые колеса изготовлены из стали 40Х, закаленной по поверхности до твердости Н R С 45…50, термообработка типа «улучшение» с последующей закалкой ТВЧ по контуру до заявленной твердости.

1.2. Допускаемые контактные напряжения

шестерня ,

колесо .

1.2.1.Пределы контактной выносливости по таблице 2.1.2

;

;

1.2.2. Коэффициент запаса прочности .

1.2.3. Коэффициенты долговечности:

шестерни , принимаем ;

,

колеса ,

 (табл.2.1.3)

1.3. Допускаемые напряжения изгиба

  шестерни

  колеса

1.3.1. Пределы выносливости зубьев при изгибе по таблице 2.1.4.

; .

1.3.2. Коэффициент запаса прочности .

1.3.3. Коэффициенты долговечности:

    

    

     ,

     ;

     ;

Принимаем  и .

1.3.4. Коэффициент чувствительности к реверсивной работе

      (нереверсивная работа).

2. Определение межосевого расстояния а _w (мм) из условия прочности по контактным напряжениям

    

2.1. Коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния  (симметричное расположение относительно опор).

2.2. Коэффициент концентрации нагрузки

  ,

;

2.3. Коэффициент динамичности нагрузки на этапе проектировочного расчета К_{Н v} = 1,0.

2.4. Коэффициент неравномерности нагружения зубьев на этапе проектировочного расчета К_Нα = 1,05.

2.5. Вспомогательный коэффициент К_а = 430 для косозубых и шевронных передач (ГОСТ 21354 – 87).

Полученную величину межосевого расстояния округляем до ближайшего значения из нормального ряда  (см. табл. 2.2.2). Принимаем a_w = 130 мм.

3. Определение ширины колеса

4. Определение ширины шестерни

5. Предварительное значение делительного диаметра колеса

6. Определение ориентировочного значения модуля из расчета прочности по напряжениям изгиба

,

6.1. Поправочный коэффициент для косозубых передач .

6.2. Коэффициент расчетной нагрузки K_F = K_FβK_Fv = 1,12.

6.2.1. K_Fβ = 1,124 – коэффициент концентрации нагрузки при расчете напряжений изгиба (см. табл. 2.6.1);

6.2.2. K_Fv =1,0 – коэффициент динамичности нагрузки (значение, обычно принимаемое на этапе предварительного расчета).

В качестве значения модуля принимаем величину из нормального ряда (ГОСТ 9563 - 80), удовлетворяющуя условию m_n ≥ m_no (см. табл.2.6.2), ориентируясь на рекомендацию m_n = (0,01…0,02)·a_w. В данном случае m_n = 2 мм.

7. Определение чисел зубьев колеса и шестерни и угла наклона зубьев

β _min – минимальный угол наклона зубьев (для косозубых и шевронных передач):

суммарное число зубьев ;

Значение z_Σ округляем до целого в сторону уменьшения, а именно z_Σ = 128;

число зубьев шестерни ;

число зубьев колеса

7.1. Уточнение фактического передаточного числа по принятым значениям чисел зубьев:

;

Отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать 4%:                          .

7.2. Определение действительного угла наклона зубьев

.

8. Определение основных геометрических параметров передачи (рис. 9)

8.1. Межосевое расстояние

8.2. Диаметры делительных окружностей

шестерни

колеса .

Передачу проектируем без смещения, полагая х₁ = 0 и х₂ = 0.

8.3. Диаметры вершин зубьев

шестерни ,

колеса

8.4. Диаметры впадин зубьев

шестерни ,

колеса

8.5. Коэффициенты перекрытия:

торцового ,

осевого .

9. Проверка выполнения условия прочности по контактным напряжениям

,

9.1.  (для стальных колес , );

9.2. ;

9.3. ;

9.4.  1,01 (выбираем по табл. 2.9.1 в зависимости от твердости рабочей поверхности, степени точности и окружной скорости);

9.4.1. Линейная окружная скорость

9.4.2. Рекомендуемое значение степени точности (при β > 0)

Поскольку на практике детали изготавливаются со степенью точности не ниже 8-й, то назначаем .

9.5.

;

;

Полученное расчетное контактное напряжение должно находиться в интервале , то есть

Условие прочности по напряжениям контакта для проектируемой передачи можно считать выполненным.

10. Проверка выполнения условия прочности по напряжениям изгиба

,

10.1. Коэффициент неравномерности нагружения зубьев для косозубых передач ;

10.2. Коэффициент формы зуба определяем при помощи графика, представленного на рисунке 10. Вначале определяем приведенные числа зубьев шестерни и колеса:

,

.

Соответственно получаем: Y _{F 1}  = 3,75; Y_{F 2} = 3,6.

10.3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев для косозубых и шевронных передач можно приближенно рассчитать по формуле

;

10.4. Коэффициент динамичности нагрузки К _Fv = 1,04 (табл. 2.9.1).

Тогда для шестерни и колеса соответственно имеем:

;

.

Условие прочности по напряжениям изгиба для проектируемой передачи можно считать выполненным.

11. Силы в зацеплении:

окружная ,

радиальная  ,

осевая

По полученным размерам передачи можно выполнить конструирование зубчатых колес (см. главу 4).

Глава 4

---

Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 263; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!