Файл: Практическое задание 2 Расчет цилиндрической передачи.docx

Используя все найденные параметры, определяется межосевое расстояние:



Принимаем

2.2. Проектирование передачи

1. Ориентировочно значение модуля при проектировочном расчете зубчатых передач можно принять, мм:

m = (0,01...0,02)a_w=1,25…2,5 мм (2.11)

По ГОСТ 9563-80 принимают стандартный нормальный модуль: .

2. Определяется суммарное число зубьев и число зубьев шестерни и колеса:

– предварительно принимают угол наклона зубьев и определяют суммарное z_C число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

; (2.13)



; (2.14)


– полученные значения чисел зубьев округляем до целого числа:

z₂ = z_С –z₁. (2.15)



3. Определяются действительное передаточное число и его погрешность:

. (2.16)





Погрешность передаточного числа не должна превышать 3 %.

4. Уточняем значение угла :

, (2.17)



(2.18)

Значение угла наклона зубьев необходимо вычисляем с точностью до секунд.

5. Далее определяем основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

---

6. Проверку полученных диаметров можно провести с помощью формулы

. (2.20)



7. Диаметры вершин зубьев определяются по формуле:

, ; (2.21)





Диаметры впадин:

, , (2.22)

где x – коэффициент смещения, мм.





8. Ширина колеса определяется по формуле, мм:

. (2.23)



Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера,

9. Ширина шестерни определяется по формуле, мм:

b₁ = b₂ + (5...10). (2.24)

b₁ = 40 + (5…10) = 45…50 мм.

Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера b₁ = 46 мм.

10. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле, м/с:

. (2.25)



11. По окружной скорости колес с учетом рекомендации табл. 2.6 назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес.
2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

А. Определение расчетного контактного напряжения

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:

---

, (2.26)

где K_H – коэффициент нагрузки;

– контактное напряжение в полюсе зацеп­ления при K_H = 1.



Контактное напряжение в полюсе заце­пления при K_H = 1 определяют следующим образом, МПа:

, (2.27)

где «+» – для наружного зацепления, «–» – для внутреннего зацепления;

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопря­женных зубчатых колес. Для стали при модуле упругости = 190;

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяют по табл. 2.7,

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

F_tH – окружная сила на делительном цилиндре, Н;

– рабочая ширина венца зубчатой передачи (b₂), мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм.

Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется следующим образом:

при ;

при ; (2.28)

при ,

где – коэффициент торцевого перекрытия:

---

– коэффициент осевого перекрытия:

. (2.29)





Окружная сила на делительном цилиндре определяется по формуле

, (2.30)

где – вращающий момент на шестерне (колесе), Н · м;

– делительный диаметр шестерни (колеса), мм.



Коэффициент нагрузки определяют по зависимости

, (2.31)

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (табл. 2.8), ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз­ки между зубьями, ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба, ;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев по графику (определялся ранее по рис. 2.4).

Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку, можно определить по формуле:

, (2.32)

где

---

– удельная окружная динамическая сила, Н/мм;



– окружная скорость на делительном цилиндре, м/с.



Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи, модификации профиля головок зубьев, определяется по табл. 2.10,

Коэффициент g₀, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется по табл. 2.11, .



Полученное значение не должно превышать предельного значения , приведенного в табл. 2.12.



Контактное напряжение в полюсе заце­пления, МПа:



,

Условие выполняется.

Б. Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете

Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:

. (2.33)

Нахождение значений, входящих в формулу 2.33, рассмотрено при проектировочном расчете за исключением нижеприведенных коэффициентов.

Коэффициент , учитывающий влияние исходной шероховатости сопря­женных поверхностей зубьев, определяется по тому из сопряженных колес, зубья которого имеют более грубые поверхности, т. е. в зависимости от параметра шероховатости поверхности (табл. 2.13).



Коэффициент , учитывающий окружную скорость, определяют по графику (рис. 2.7). При окружной скорости до 5 м/с

---