РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель занятия: приобрести навыки в работе по проектному и проверочному расчёту цилиндрической зубчатой передачи.

Задание: Выполнить проектный и проверочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи, если известны: передаваемая мощность P₁ и угловая скорость шестерни ω₁, передаточное число u и тип передачи.

Порядок выполнения работы

1. Определить вращающие моменты на валу шестерни T₁ и колеса Т_2,, Нм:

Т₁ = 10³Р₁/ ω₁, Нм; Т₂ = Т₁uη,

где η = 0,97…0,98.

2. Для заданной марки материала и термообработки определить допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба (см. практическую работу №1).

3. Определить межосевое расстояние передачи α_w, мм:

α_w ≥ К_а(u + 1) ,

где а) К_а - вспомогательный коэффициент.

Для прямозубых передач К_а = 49,5.

Для косозубых и шевронных - Ка = 43.

б) ψ_а= b₂/α_w - коэффициент ширины венца колеса.

Для прямозубых колёс выбирается из ряда 0,1; 0,125; 0,1; 0,25.

Для косозубых - 0,5; 0,315; 0,4;0,5; 0,63.

Для шевронных – 0,5; 0,63; 0,8;1,0;1,25.

в) К_нβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимают по табл. 2.1 в зависимости от твёрдости поверхности зубьев, предварительно определив:

ψ_d= b₂/d₁ =0,5 ψ_α (u + 1).

Таблица 2.1

Коэффициент неравномерности нагрузки К_нβ

ψ_d = b ₂ / d ₁	0,4	0,6	0,8	1,0	1,4	1,4	1,6	1,8	2,0
HB ≤350	1,0	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,09	1,11	1,14
НВ ≥ 350	1,02	1,04	1,06	1,09	1,12	1,16	1,21	-	-

Полученное значение межосевого расстояния округлить до ближайшего стандартного: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112,125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800.

Жирным шрифтом выделен предпочтительный первый ряд.

4. Определить модуль зацепления, мм: m = (0,01...0,02) α_w и принять его по стандарту: 1; 1,25; 1,375; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 6; 7; 8.

Жирным шрифтом выделен предпочтительный первый ряд.

5. Для не прямозубых колёс принять угол наклона зубьев β. Для косозубых колёс β = 8...16°, для шевронных - β = 25...40°.

6. Определить суммарное число зубьев:

Z_Σ = .

Полученное значение округлить до целого числа и определить фактический угол наклона зубьев:

Cosβ = .

Значение β определяется с точностью до минуты.

Определить числа зубьев шестерни и колеса: z₁ = z_Σ/(u + 1), z₂= z_Σ – z₁ Значения должны быть целыми числами.

7. Определить фактическое передаточное число u' = z₂/z₁. Отклонение от заданного значения допускается в пределах ± 2%.

8. Определить основные геометрические размеры шестерни и колеса.

а) диаметры делительных окружностей (с точностью до 0.01 мм):

d_1,2 = mz_1,2/Cosβ;

б) фактическое межосевое расстояние:

a_w'= (d₁ + d₂)/2;

в) диаметры вершин зубьев:

d_a_1,2 = d + 2m;

г) ширина венца колеса и шестерни:

b₂ =ψ_α·α_w; b₁=b2 + (2...5).

9. Определить силы в зацеплении:

а) окружная F_t = 2T₂/d₂, Н;

б) радиальная F_r = F_ttg20°/Cosβ, Н;

в) осевая (только у косозубых колёс) F_a = F_ttgβ, Н.

10. Определить окружную скорость зубчатых колёс v = ω₁d₁/2, м/с, и назначить степень точности их изготовления по табл. 2.2.

Таблица 2.2

Степень точности

Степень точности	Окружные скорости, v, м/с, вращения колёс
	прямозубых	не прямозубых
6	до 15	до 30
7	« 10	« 15
8	«6	« 10
9	«2	«4

11. Уточнить коэффициент ширины венца колеса ψ_d = b₂/d₁ и принять коэффициент К_Hβ (табл. 2.1). Принять коэффициенты К_Hα, К_Hv (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, и динамический коэффициент).

Для прямозубых колёс К_Hα = 1; К_Hv = 1,05…1,1.

Для косозубых колёс при v = 10...20 м/с К_Hα = 1,0...1,1

K_Hv= 1,05...1,1;

при v= до 10 м/с К_Hα = 1,05...1,15

K_Hv = 1,0...1,05.

12. Определить контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев:

σ_н = А ≤ [σ_н], Н/мм²

где А - вспомогательный коэффициент.

Для прямозубых колёс А=436.

Для косозубых и шевронных А = 376.

Допускается недогрузка σ_н < [σ_н] до 10% и перегрузка σ_н > [σ_н] на 5%. Если эти условия не выполняются, надо изменить ширину венца колеса b₂ или межосевое расстояние, не выходя из стандартного ряда ψ_α и α_w.

13. По табл. 2.3 по эквивалентным числам зубьев z_v = z/cos³β выбрать коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (Y_F₁ и Y_F₂). Промежуточные значения вычислить интерполированием.

Таблица 2.3

Коэффициенты формы зуба

z_v	17	20	25	30	40	50	60	70	80	100
Y_F	4,28	4,09	3,9	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,61	3,6

14. Определить отношение [σ_F]/Y_F для шестерни и колеса. Дальнейший расчёт на изгиб ведётся для того из колёс, для которого это соотношение меньше.

15. Проверочный расчёт на изгиб:

σ_F = ≤ [σ_F].

Здесь приняты следующие коэффициенты:

K_Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, в учебном проектировании K_Fα = 0,92;

K_F = K_Fβ K_Fv ;

K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по таблице 2.4).

Таблица 2.4 Коэффициент концентрации нагрузки К _Fβ

Ψ _d =b₂/d₁	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4
НВ ≤ 350	1,00	1,03	1,05	1,08	1,10	1,13	1,19
НВ ≥ 350	1,03	1,07	1,09	1,13	1,20	1,30	1,40

K_Fv - коэффициент динамичности (выбирается по табл.2.5).

Таблица 2.5

Коэффициент динамичности K_Fv

Степень точности	Твёрдость НВ рабочей поверхности зубьев	Окружная скорость v , м/с
		3	3...8	8...12,5
6	≤350	1/1	1,2/1	1,3/1,1
	≥350	1/1	1,15/1	1,25/1
7	≤350	1,15/1	1,35/1	1,45/1,2
	≥350	1,15/1	1,25/1	1,35/1,1
8	≤350	1,25/1,1	1,45/1,3	-/1,4
	≥350	1,25/1,1	1,35/1,2	-/1,3
Примечание. В числителе даны значения для прямозубых передач, в знаменателе - для косозубых.

Y_β - коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчётной схемы, что и в случае прямых зубьев.

Y_β = 1 - β °/140.

Дата добавления: 2019-01-14; просмотров: 922; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 1 234 5 6 7 8 9 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!