Силы, действующие в зацеплении.

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 10 а):

окружную силу (104)

и радиальную . (105)

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие (рис.10 б):

окружную , определяемую по формуле 104;

радиальную , (106)

осевую . (107)

Здесь =20° – угол зацепления в нормальном сечении; – угол наклона зубьев.

Последовательность расчета:

I. Выбирают материалы для зубчатой пары.

II. Проектировочный расчет по контактным напряжениям.

1. Определяют допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса (для прямозубой передачи за расчетное принимается наименьшее значение).

2. Назначают коэффициенты (К_а, , ), входящих в формулу 48 для расчета а_w.

3. Вычисляют межосевое расстояние а_w по формуле (48) и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 (в мм):

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240,.

Первый ряд следует предпочитать второму.

4. Выбирают модуль в интервале m = (0,01¸0,02) а_w и выравнивают его по ГОСТ 9563-60* (в мм):

1-й ряд: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Для косозубых колес стандартным модулем считают нормальный m_n.

Уменьшение модуля зацепления m и соответствующее увеличение числа зубьев z способствует уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом m увеличивается коэффициент перекрытия, уменьшается шум и трудоемкость нарезания колес, но прочность зубьев на изгиб понижается.

5. Определяют суммарное число зубьев (округлить в меньшую сторону до целого числа)

.

Для прямозубых колес со стандартным окружным модулем

(52)

Для косозубых и шевронных со стандартным нормальным модулем

(53)

Угол наклона линии зуба b принимают для косозубых колес в интервале .

Далее определяют число зубьев шестерни z ₁ и колеса z ₂:

. (54)

По принятым z ₁ и z ₂ уточняют угол b для косозубых колес

(57)

6. По округленным значениям z ₁ и z ₂ уточняют передаточное отношение

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать 2,5% при и £ 4,5 и 4% при и >4,5.

7. Определяют геометрические размеры передачи с точностью до 0,01мм (см. табл. 34), а затем коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Таблица 34

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач,

выполненных без смещения (для прямозубых передач b=0)

Параметры	Шестерня	Колесо
Расчетные формулы
Делительный диаметр
Диаметр окружности выступов
Диаметр окружности впадин
Фактическое межосевое расстояние (уточнение)
Ширина обода	b 1 = b 2 + (3¸5)мм	b 2 = y ba× аw

III. Проверочный расчет на контактную выносливость.

1. Определяют окружную скорость колес u _окр, м/с и назначают степень точности

.

Степень точности	Окружная скорость u окр, м/с вращения колес
прямозубых	непрямозубых	червячные
цилиндрических	конических	цилиндрических	конических
	До 15	До 12	До 30	До 20	До 15
	До 10	До 8	До 15	До 10	До 10
	До 6	До 4	До 10	До 7	До 5
	До 2	До 1,5	До 4	До 3	До 2

2. Уточняют коэффициент нагрузки К_Н

Таблица 28

Дата добавления: 2015-07-26