Определение параметров зацепления

Рис. 8. Параметры зацепления зубчатой передачи	Рис. 9. конструкция тихоходного вала редуктора в сборе

 

Выбираем несимметричное расположение колёс, как рациональное. Принимаем коэффициент нагрузки К_Н =1,2, как для несимметричного расположения колёс относительно опор.

С = 270 – для косозубых передач.

Принимаем коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию:

ψ _ba = 0,4 для косозубого несимметричного расположенного колеса.

Определяем минимальное межосевое расстояние

 из условия контактной прочности:

Из рядов стандартных значений по ГОСТ 2185-66 находим по табл.12:

а _ω = мм.

 

Таблица 12. Стандартные значения межосевых расстояний

Ряд 1, мм, предпочтительный	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500
Ряд 2, мм	71	90	112	140	180	224	280	355	450	560	–

Определяем нормальный модуль для внешнего зацепления:

m_n =(0,01…0,02) а _ω, = 0,01∙…0,02∙ = мм.

Расчетное значение модуля округляем до стандартного m_n из рядов по ГОСТ 9563-68, табл.13:

m_n = мм.

 

Таблица 13. Стандартные значения модуля внешнего зацепления

Ряд 1, предпочтительный:	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
Ряд 2	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11

 

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

Для косозубых колес предварительно назначаем угол наклона зубьев:

β = 15°.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Уточняем угол наклона зубьев:

Определяем число зубьев шестерни:

колеса:                 z₂ = z_c – z₁ = − =.

 

Уточняем передаточное число:

Расхождение с исходным значением:

   ˂ 3%. Условие выполнено.

 

Определение основных геометрических размеров передачи

 

основные геометрические размеры передачи определяем в мм с точностью до 2-го знака.

Диаметры делительных окружностей передачи:

Уточняем межосевое расстояние передачи:

Диаметры окружностей выступов:

Диаметры окружностей впадин:

Ширина зубчатых колес. Значения b₁и b₂ округляем до целых чисел, как правило, кратных 2 или 5.

 

b₁ = b₂ + 5 = + 5 = ≈ мм.

Проверяем условие b₂ <1,5d₁: < 1,5· = ;условие выполняется,

принимаем: b₁ = мм ,    b₂ = мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

 

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

3.3. Проверочные расчеты цилиндрической передачи

П роверка прочности зубьев по контактным напряжениям

 

Определяем окружную скорость передачи:

Назначаем степень точности изготовления колес. Выбираем из экономических соображений степень точности 8.

Значения коэффициентов K_{H α} , K_{H β} , K_{H 𝑣} принимаем из таблиц 14 –16.

K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, табл. 14.

K_{H β} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, табл. 15.

K_{H 𝑣} – динамический коэффициент, табл.16.

 

Таблица 14. Значения коэффициента K_Hα

Степень точности	Окружная скорость 𝒱, м/сек
	До 1	1–5	6–10	11–15	16–20
6	1	1,02	1,03	1,04	1,05
7	1,02	1,05	1,07	1,10	1,12
8	1,06	1,09	1,13	–	–
9	1,1	1,16	–	–	–

 

Таблица 15. Значения коэффициента K_Hβ

ψbd=b/d	Консольное расположение колёс	Несимметричное расположение колёс по отношению к опорам	Симметричное расположение колёс по отношению к опорам
0,4	1,15	1,04	1,0
0,6	1.24	1,06	1,02
0,8	1,30	1,08	1,03
1,0	–	1,08	1,03
1,2	–	1,15	1,05
1,4	–	1,18	1,07
1,6	–	1,22	1,09
1,8	–	1,25	1,11
2,0	–	1,30	1,14

Таблица 16. Значения K_H𝑣 – динамического коэффициента

Передача	Окружная скорость 𝒱 , м/сек
	До 5	6–10	11–15	16–20
	Степень точности
	8	8	7	7
Косозубая (шевронная)	1,0	1,01	1,02	1,05

 

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

Уточняем коэффициент нагрузки: K_{H α} =, K_{H β} = ; K_{H 𝑣} = .

Kꞌ_H = K_{H α} ⋅ K_{H β} ⋅ K_{H 𝑣} = ∙∙ =

Проверяем условие прочности зубьев по контактным напряжениям. Допускается недогрузка 10% и перегрузка 7%.

 

Перегрузка (недогрузка) составляет: ,

что укладывается в допуск.

прочность зубьев по контактным напряжениям для передачи обеспечена.

3.3.2. Проверка условия прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициент нагрузки при изгибе:    K '_F = K_Fα ⋅ K_Fβ ⋅ K_{F 𝑣} ,

где K _Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K _Fα = 0,75 – для косозубых колес;

 

K _Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, табл. 17;

K _{F 𝑣} – коэффициент динамичности, табл. 18.

 

Таблица 17. Значения коэффициента K_Fβ

ψbd=b/d	Консольное расположение колёс	Несимметричное расположение колёс по отношению к опорам	Симметричное расположение колёс по отношению к опорам	Установка вала на роликовых подшипниках
0,4	1,18	1,04	1,0	1.10
0,6	1.37	1,07	1,03	1,21
0,8	1,62	1,12	1,05	1,40
1,0		1,17	1,08	1,59
1,2	–	1,23	1,10	–
1,4	–	1,30	1,13	–
1,6	–	1,38	1,19	–
1,8	–	1,45	1,25	–
2,0	–	1,53	1,32	–

 

Таблица 18. Значения коэффициента K_F𝑣

Степень точности	Окружная скорость 𝒱, м/сек
	До 3	3–8	9–12,5
6	1	1	1,1
7	1	1	1,2
8	1,3	1,3	1.4

 

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

По табл. 17 и 18 находим (при ψ _bd = ; 𝒱 = м/сек, точность 8):

K _Fα = 0,75; K_Fβ = ; K_{F 𝑣} =.

Вычисляем K '_F:   K '_F = 0,75∙∙ = .

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев для косозубых колес:

Определяем приведенное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба Y_F, табл. 19:

Y_F1 = ; Y_F2 = .

 

Таблица 19. Коэффициенты формы зуба

Z или Zv	17	20	25	30	40	50	60	80	100 и более
YF	4,28	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,62	3,61	3,60

 

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев:

шестерни:             

колеса:            

Дальнейшие расчёты ведутся по минимальному значению, т.е. для колеса (шестерни).

Проверяем условие прочности зубьев ___________ на изгиб:

 

для шестерни

для колеса           

 

Условие прочности зубьев на изгиб для косозубой передачи обеспечено.

 

3.4. Определение сил, действующих в зацеплении:

М

Рис. 10. Схема сил, действующих в косозубой цилиндрической передаче

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

Приложенную к зубу колеса по нормали к поверхности силу F _n  можно разложить на составляющие: окружную – F_t и радиальную – F_r .

 

В зацеплении косозубой передачи дополнительно действует осевая сила – F_a (рис.10).

  или в общем случае:

Выполняем расчет:

 

а) окружные силы:

 

б) радиальные силы:

 

в) осевые силы:

 

где α = 20°; tg20°=0,364; β = º – уточненное значение угла наклона зубьев. cos β = .

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

Составляем сводную таблицу параметров передачи:

 

Таблица 20. Параметры зацепления

№	Параметр	Обозначение	Передача
1	Коэффициент ширины колеса	ψba, мм
2	Межосевое расстояние	aω, мм
3	Модуль зацепления	mn, мм
4	Суммарное число зубьев	zс
5	Число зубьев шестерни	z1
6	Число зубьев колеса	z2
7	Угол наклона зубьев	β, град.
8	Передаточное число редуктора	uфакт
9	Расхождение передаточного числа всего привода	(Δu/u)100%	%
10	Диаметр делительной окружности шестерни	d1, мм
11	Диаметр делительной окружности колеса	d2, мм
12	Диаметр окружности выступов шестерни	d a1, мм
13	Диаметр окружности выступов колеса	d a2, мм
14	Диаметр окружности впадин шестерни	d1вп =df1, мм
15	Диаметр окружности впадин колеса	d2вп=df2, мм
16	Ширина шестерни	b1,мм
17	Ширина колеса	b2, мм
18	Коэффициент ширины шестерни отн. диаметра	ψbd
19	Окружная скорость	𝒱 , м/сек.
20	Степень точности	−	8
21	Контактные напряжения	σН, МПа
22	перегрузка (+), недогрузка (−).	Δσ/σ	− +%
23	Напряжение изгиба	σF,МПА
Силы в зацеплении
24	Окружная сила	Ft, Н
25	Радиальная сила	Fr, Н
26	Осевая сила	Fa, Н

 

 

КП.26.02.05.ТМ-31.65.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

КП.26.02.05.ТМ-31.21.ПЗ Лист             Изм. Лист № докум Подпись Дата

4. Расчет вала зубчатой передачи

---

Дата добавления: 2019-01-14; просмотров: 313; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!