Проектный расчет зубчатых передач
Рисунок 2.1 - Кинематические схемы двухступенчатых цилиндрических редукторов
Рациональная конструкция двух ступенчатых редукторов (схема «а» и «б») с точки зрения габаритов, стоимости и условий смазки получается, если отношение аwт/аwб лежит в интервале 1,4…1,6 (меньшие значения предпочтительнее).
Работа в этом направлении была начата при разбивке общего передаточного по ступеням, а сейчас в процессе выполнения прочностного расчета она должна быть завершена. Если первоначальный расчет не даст желаемого результата, необходимое соотношение получают в результате повторных расчетов.
При этом в разумных и допустимых пределах меняют твердость рабочих поверхностей зубьев и коэффициент ширины колеса
На схеме «в» представлен соосный редуктор, у которого из условий компоновки аwб = аwт. Расчет начинают с более нагруженной тихоходной передачи (определяют аwт), и для передачи быстроходной аwб принимают таким же. В результате быстроходная передача оказывается недогруженной, что является одним из недостатков схемы. В некоторой степени недогрузку можно снизить, приняв ψва = 0,16 или 02.
Проектный расчет передачи
Основной задачей при проектировании закрытой зубчатой цилиндрической передачи является определение межосевого расстояния. Формула для его определения согласно ГОСТ 21354-87. Из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев записывается в виде:
|
|
|
(2.1)
где Kа – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач Kа = 495, для косозубых и шевронных Kа = 430);
U – передаточное число;
Т2 – номинальный крутящий момент на колесе, Н·м;
K Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;
ψва – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния;
[σ ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа;
« + » ставится при расчете внешнего, а « - » внутреннего зацепления.
Внимание: Следует помнить, что методические указания составлены для определения габаритов закрытой зубчатой цилиндрической передачи, в которой индекс «1» относится к шестерне, а индекс «2» к колесу. Поэтому, при расчете тихоходной передачи привода, в соответствии с обозначениями в матрице, крутящий момент на колесе будет Т3, число оборотов п3 и т.д. То есть параметры относятся к рассчитываемой передаче.
Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса и коэффициента неравномерности распределения нагрузки
2.2.1 Коэффициент ширины колеса ψва 
выбирается в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор по таблице 2.1.
|
|
|
Таблица 2.1 – Значение коэффициента ψва
| Расположение зубчатых колес относительно опор | Твердость зубьев | ψва |
| Симметричное: - одноступенчатые редукторы; - тихоходная пара редукторов с разделенной быстроходной ступенью | Любая | 0,315; 0,4; 0,5 |
| несимметричное | ≤ 350 НВ ≥ 40 Н RC э | 0,315 для быстроходной; 0,4 для тихоходной 0,25; 0,315 |
| консольное | ≤350 НВ ≥ 40 Н RC э | 0,25 0,2 |
| Для шевронных передач | Любая | 0,4; 0,5; 0,63 |
Значения ψва, выделенные жирным шрифтом, предпочтительнее.
2.2.2 Коэффициент Kβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев. При расчете на контактную прочность к коэффициентам приписывают значок «Н», при расчете на изгиб «F». Соответственно можно записать KНβ и KFβ. Их ориентировочные значения приведены на рисунках 2.1 и 2.2.
Рисунок 2.1
Рисунок 2.2 Значения параметров определять согласно схем редукторов к рисунку 2.1
Коэффициент ширины ψвd зубчатого колеса относительно диаметра делительной окружности шестерни ψв d 
выражается через коэффициент ψва, выбранный ранее
|
|
|
ψв d = 0,5 ψва (U ± 1). (2.2)
Дата добавления: 2019-02-13; просмотров: 376; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!