Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004, страница 3

Япип 'при ъъшопшнт условия:для цилиндрических передач [а];, < 1,25[а];,„(2.7)для конических передач\нгде [а]ятш - меньшее из двух: [а]яь М//2.При вариантах термообработки I, III и FV, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулувместо [а]я подставляют меньшее из [с]н\ и [с]н2192.1.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач1. Межосевое расстояние. Предварительно принимают коэффициент Ка межосевого расстояния: для передач с прямымизубьями Ка = 49,5; для передач с косыми и шевронными зубьямиКа = 43,0.Коэффициент ширины \\fba принимают в зависимости от положения колес относительно опор:При симметричном расположении0,315 ...

0,4При несимметричном расположении0,25 ...О, 315При консольном расположении одногоили обоих колес0,2 ... 0,25Для передач внутреннего зацепления0,315 ... 0,4Для шевронных передач0,4 ... 0,5Для коробок передач0,1 ... 0,2Меньшие значения \\fba принимают для передач с твердостьюзубьев колеса >45 HRC.Значения \\Jha принимают из ряда стандартных: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25;0,315; 0,4; 0,5.Коэффициент ширины=(2.8)Знак плюс - для передач внешнего зацепления, знак минус - для передач внутреннего зацепления.

При твердости зубьев колеса > 350 НВкоэффициент неравномерности распределения нагрузки по длинеконтактных линий+(2.9)При термообработке колес по вариантам I и II и скорости колеса V < 15 м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент А^яр = 1,0.Индекс S схемы выбирают из табл. 2.3.202.3. Значения индекса SРасположение шестерни относительно опорSКонсольное, опоры - шарикоподшипникиКонсольное, опоры - роликоподшипникиНесимметричноеСимметричное1248Межосевое расстояние (мм)'1(2.10).Нгде Т2 - Н мм; [а]я - Н/мм .Вычисленное межосевое расстояние округляют в большуюсторону до числа из табл. 19.1.С целью поиска оптимальных размеров передачи межосевоерасстояние иногда вычисляют для разных вариантов термообработки.

В связи с этим получают другие значения [а]'^ и. Тогда новое значение межосевого расстояния\нVК яр(2.11)2. Предварительные основные размеры колеса, мм:- делительный диаметр d'^ ~ 2<з„ и/{и ± l);(2.12)- ширинаbj = Ц!/,^ ;(2.13)Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшуюсторону до целого числа.Для быстроходной ступени соосного двухступенчатого редуктора определяют коэффициент шириныа,..(2.14)"БB L21где индекс Б относится к быстроходной ступени соосной зубчатойпередачи.Ширина колеса быстроходной ступени(2.15)3.

Модуль передачи. Сначала принимают коэффициент модуля Кщ для передач: прямозубых - 6,8; косозубых - 5,8; шевронных - 5,2.Предварительно модуль передачив качестве расчетного допускаемого напряжения [а]/7 подставляют меньшее из [а]л и [(у]р2Значение модуля передачи т (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного из ряда чисел:Ряд 1, мм ... 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0Ряд 2, мм ...1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.Значения модулей w < 1,5 мм при твердости >40 HRC для силовых передач использовать нежелательно.4.

Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальныйугол наклона зубьев колес:-косозубыхp^j^ =arcsin (4^/62)(2.17)- шевронных(J^j^ = 25®.Суммарное число зубьев(2.18)Полученное значение Zs округляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла РР = arccos(z,w/(2^J).(2.19)Для косозубых колес Р = 8 ... 20®, для шевронных Р = 25 ... 40®.Точность вычисления до четвертого знака после запятой.5. Числа зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни(2.20)22Рис. 2.1Рис. 2.2Значение zi округляют в ближайшую сторону до целого;^Imin = 17 - для прямозубых КОЛес; Zimin = 17cos^P - для косозубыхи шевронных колес.Число зубьев колеса:- внешнего зацепленияZ2 = z^ - zi;(2.21)- внутреннего зацепленияZ2 = Zj + zi.6.

Фактическое передаточное число. Фактическое передаточное число иф = Z2/Z1. Отклонение от заданного передаточногочисла100/w<4%.(2.22)Aw =7. Размеры колес (рис. 2.1). Делительные диаметры:- шестерни/cos р;- колеса внешнего зацепленияd^ =-(2.23);- колеса внутреннего зацепления d^ =+ d^.Точность вычисления до третьего знака после запятой.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:- шестерни(2.24)- колеса внешнего зацепления=+ 2m ;dj^ ^d^- 2,5/w;23- колеса внутреннего зацепленияШирину шестерни Ь\ (мм) принимают по соотношению bxlbi^где bi - ширина колеса:Upnbjдо 30 св. 30 до 50 св.

50 до 80 св. 80 до 100bjb21,11,081,061,05Полученное значение Ь\ округляют до целого числа. В коробкахпередач ширину шестерни принимают равной ширине колеса Ь\ = bj.8. Пригодность заготовок колес. Чтобы получить при термообработке принятые для расчета механические характеристикиматериала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.Значения Даг, Qar, S^^i^ (мм) вычисляют (рис. 2.2):- для цилиндрической шестерни Даг = da + 6 мм;- для колеса с вьпючками принимают меньшее из двух С^ = 0,5^2;б'заг = 8/w;- для сплошного колеса без выточек 5'заг = b i ^ А мм.Условияпригодностизаготовок колес:А-АОD <D : С (S )<S' .Предельные значения Д р иб'пр приведены в табл.

2.1.При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или вид термической обработки.9. Силы в зацеплении (И)(рис. 2.3):- окружная F^ = 2 7 ^ 2 ;-радиальная F^ = F, tga/cosp;-осевая= tgp , (2.25),Рис. 2.3где Ti - И мм; di - мм.Для стандартного угла профиля зуба а = 20° имеемtg20° = 0,364.2410. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Предварительно определяют степень точности и значения уточняющихкоэффициентов.Степень точности принимают в соответствии с табл. 2.4. Окружную скорость колеса (м/с) вычисляют по формуле:V = ndini / 60000.Чаще всего применяют передачи степени точности 7 и 8.2.4. Значения допустимых окружныхскоростей зубчатых колес силовых передачСтепень точности поГОСТ 1643-816 (передачи повышеннойточности)7 (передачи нормальнойточности)8 (передачи пониженнойточности)9 (передачи низкой точности)Допустимая окружная скорость v, м/с, колеспрямозубыхнепрямозубыхцилинд- кониче- цилинд- коничерическихскихрических скихДо 20До 12До 30До 20» 12»8»20» 10»6»4» 10»7»2» 1,5»4»3Для прямозубых колес коэффициент Кра - 1 •Для колес с углом Р > О® принимаютСтепень точности ....

6789Кра0,72 0,81 0,91 1,0Коэффициент Гр вычисляют по формуле (Р в градусах):Гр = 1 - р/100; при условии Ур > 0,7.Коэффициент ширины "^bd^^iMxПри твердости зубьев колеса >350 НВ коэффициент^ ^ =1 + 15<1,7.(2.26)(2.27)(2.28)25Здесь S - индекс схемы (тот же, что и в п. 1, табл. 2.3).При вариантах термообработки I и II (твердость зубьев кадеса<350 НВ) и скорости колеса v < 15 м/с зубья колес полностьюприрабатываются и коэффициент К ^ = 1,0Значение коэффициента Kfy принимают:- для прямозубых колес при твердости зубьев < 350 НВ - 1,4;>350 НВ-1,2;- для косозубых колес при твердости зубьев < 350 НВ - 1,2;> 350 НВ-1,1.Значения коэффициента Yps , учитывающего форму зуба иконцентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числазубьев Zv = z/cos^P для внешнего зацепления принимают по табл.

2.5.Для внутреннего зацепленш:Z ... 40506371Yfs ... 4,02 3,88 3,80 3,752.5. Значения коэффициента Yps для внешнего зацепленМ(при коэффициенте смещения х - О )Zили 17Zv2022242628303540455065 >80Yfs 4,30 4,08 3,98 3,92 3,88 3,84 3,80 3,75 3,70 3,66 3,65 3,62 3,61Расчетное напряжение изгиба в зубьях колесат).(2.29)Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни^n-^F2yFSl/yFS2'(2.30)Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых:11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.Предварительно определяют значения уточняющих коэффициентов. Значение коэффициента Кна распределения нагрузки между26зубьями принимают для колес: прямозубых - 1,0; косозубых и шевронных - 1,1.

Значение коэффициента Кн^ неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий вычисляют поформуле (2.9). Значение коэффициента Кн^, учитывающего внутреннюю динамику нагружения, принимают:- д л я прямозубых колес при твердости зубьев < 350 НВ - 1,2;>350 НВ-1,1;- для косозубых колес при твердости зубьев <350 НВ -1,1;> 350 НВ-1,05.Расчетное контактное напряжение в зацеплении косозубых ишевронных колес(2.31)Для прямозубых передач числовой коэффициент перед корнем равен 436.Полученное расчетное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,85 ... 1,05) [а]я. При несоблюдении этогоусловия изменяют di (и, следовательно, а^) или bi.2.1.2. Расчет конических зубчатых передач1. Диаметр внешней делительной окружности колеса.

Коэффициентпринимают:-для прямозубых колес - 0,85;-для колес с круговым зубом по табл, 2.6.2.6. Значения коэффициентов дяи д^для колесс круговым зубомТвердость Яь Нгзубчатых колесЯ, <350НВЯз < 350 НВЯ, > 45 HRCЯз ^ 350 НВЯ, ^ 45 HRCЯг > 45 HRCЗначения коэффициентов1,22 +0,21м0,94 + 0,08м1,13 + 0,13и0,85 + 0,04м0,81 +0,15ы0,65+ 0,11м27Коэффициент АГяр определяют по формуле (2.9) при значенииS = 2ъ зависимости от коэффициента ширины vj/^:v|;,^=0,166Vw4l.(2.32)Для прирабатывающихся колес (Я2 < 350 НВ): прямозубыхКн^ = 1,0; с круговыми зубьями Кн^ = 1,1.Значение коэффициента Кну, учитывающего внутреннюю динамику нагружения, принимают для колес:- прямозубых при твердости зубьев< 350 НВ - 1,25;>350НВ-1,2;- с круговым зубом при твердости зубьев <350 НВ -1,1;> 350 НВ-1,05.Диаметр внешней делительной окружности колеса2.

Углы делительные конусов, конусное расстояние и ширина колес. Углы делительных конусов колеса и шестерни62=arctgw;61-90°-82.(2.34)Точность вычисления до четвертого знака после запятой.Конусное расстояние(2.35)Ширина колесb = 0,285/?^.(2.36)3. Модуль передачи.