- •Введение
- •1. Выбор электродвигателя
- •1.1 Выбор электродвигателя и определение кинематических параметров привода
- •1.2 Выбор электродвигателя с помощью эвм
- •2. Выбор материала зубчатых колес
- •3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •3.1 Проектный расчет
- •Расчет геометрии зубчатых колес с помощью эвм
- •4. Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи
- •4.1 Расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •4.2 Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки
- •4.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
- •4.4 Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
- •5. Пример расчета цилиндрической передачи
- •5.1 Постановка задачи
- •5.2 Выбор электродвигателя
- •5.3 Выбор материалов зубчатых колес
- •5.4 Проектный расчет
- •5.5 Проверочный расчет на контактную выносливость
- •5.6 Расчет на выносливость при изгибе
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
3.1 Проектный расчет
Из расчета на контактную выносливость по преобразованной формуле Герца находят межосевое расстояние
(3.1)
где С=310 для прямозубой передачи, С=270 для косозубой и шевронной передачи. Прямозубые передачи применяются при окружных скоростях вращения в зацеплении V<6 м/с; косозубые - при скоростях V=3-15 м/с. Шевронные передачи используются для тяжелонагруженных приводов.
Таблица № 4
Термическая |
Твердость зубьев HRC |
Стали |
|
SH |
|
SF |
|
обработка |
На поверхности |
В сердце-вине |
|
МПа |
|
МПа |
|
Нормализация, улучшение |
НВ180-350 |
40;45;40Х; 40ХН; 35ХМ и др. |
2*НВ+70 |
1.1 |
1.8НВ |
1.75 |
|
Объемная закалка |
45-55 |
40Х;40ХН; 35ХМ и др. |
18HRC+150 |
1.1 |
500 |
1.75 |
|
Закалка при нагреве ТВЧ по всему контуру (модуль тп3) |
56-63 42-50 |
25-35 |
58;У7 40Х;35ХМ и др. |
17HRCпов |
1.2 |
630 420 |
1.75 |
Закалка при нагреве ТВЧ сквозная (модуль тп<3) |
42-50 |
42-50 |
40Х; 35ХМ;40ХН и др. |
+200 |
1.2 |
375 |
1.75 |
Азотирование |
HV 550-750 |
24-40 |
40Х; 40ХФА; 40ХН2МА и др. |
1050 |
1.2 |
10HRCпов+240 |
1.75 |
Цементация и закалка |
56-63 |
30-43 |
Цементируемые стали всех марок 20Н2М;12ХН3А |
23HRCпов |
1.2 |
600 710 |
1.55 |
Нитроцементация и закалка |
56-63 |
30-43 |
25ХГМ |
23HRCпов |
1.2 |
750 |
1.55 |
Здесь HRCпов твердость материала заготовки на ее поверхности в единицах Роквелла;
HV - единицы твердости при испытании алмазной пирамидкой по Виккерсу.
Коэффициенты нагрузки в проектном расчете предварительно принимают kH=1; kHV=1, а kH определяют по табл.5.
Таблица 5 /3/
Расположение зубчатых колес относительно |
Твердость |
|
подшипниковых опор |
НВ350 |
>НВ350 |
Симметричное |
1.00 - 1.15 |
1.05 - 1.25 |
Несимметиричное |
1.10 - 1.15 |
1.15 - 1.35 |
Консольное |
1.20 - 1.35 |
125 - 1.45 |
Угол наклона линии зуба для косозубых колес выбирают в пределах от 8 до 220 ( чаще до 150); для шевронных = 25 - 400. Выбор большего значения угла наклона способствует улучшению кинематических параметров передачи (плавность хода, бесшумность работы, меньшие габариты и т.д.), но увеличивает осевую нагрузку в зацеплении, что отрицательно сказывается на стоимости и габаритах подшипниковых узлов.
Коэффициент ширины венца ba назначают из ряда 0.063; 0.08; 0.100; 0.125; 0.160; 0.200; 0.250; 0.315; 0.400; 0.450; 0.500; 0.630; 0.800; 1.00; 1.25 в пределах от 0.125 до 0.400 для прямозубых колес; от 0.250 до 0.630 для косозубых и от 0.5 до 1.00 для шевронных колес.
Вращающий момент Т2 вычислили ранее по (1.12). Передаточное число u зубчатой пары равно ее передаточному отношению i.
Межосевое расстояние (3.1) округляется до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (мм) : 25; 28; 32; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710.
Модуль зацепления m (для косозубых и шевронных колес обычно нормальный модуль mn) выбирают в пределах
m = (0.010.02)*a (3.2)
из ряда стандартных по СТ СЭВ 310-76 (мм): 1; 1.125, 1.25; 1.375; 1.50; 1.75; 2.0; 2.25; 2.5; 2.75; 3.0; 3.5; 4.0; 4.5; 5.0; 5.5; 6.0; 7.0; 8.0; 9.0; 10.0; 11; 12; 14; 16; 18; 20.
Определяют суммарное число зубьев
(3.3)
Здесь и далее для прямозубых колес нормальный модуль зацепления заменяют на модуль m, а = 0.
Число зубьев шестерни и колеса вычисляют по формулам, приведенным ниже, окугляя результат до целого числа
(3.4)
Во избежание подрезания корня ножки зуба, должно соблюдаться ограничение на минимальное число зубьев шестерни
z1 17 cos3. (3.5)
Если это условие не соблюдается, необходимо уменьшить модуль зацепления в рекомендованных пределах (3.2) и повторить расчет или начать проектирование передачи со смещением. После округления z1 и z2 уточняют передаточное число
u = z2 / z1. (3.6)
Отклонение расчетного значения от ближайшего стандартного uCT
(3.7)
не должно превышать 2.5% при u4.5% и 4 % при u>4.5%. Если это условие не выполняется, расчет повторяют для других исходных модулей зацепления.
Чтобы сохранить межосевое расстояние стандартным, уточняют угол наклона линии зуба для косозубых и шевронных передач
(3.8)
В прямозубых передачах уточняют межосевое расстояние
(3.9)
Прочие геометрические параметры зубчатых колес определяют по табл.6.
Таблица 6
Параметры |
Обознач. |
Формулы |
Делительный диаметр |
d1(* |
z1*mn/cos |
Диаметр окружности вершин |
da1(* |
d1+2*mn/cos |
Диаметр окружности впадин |
df1(* |
d1-2.5*mn/cos |
Ширина зуба колеса |
bw2(** |
ba*aw |
Коэффициент ширины зуба по делительному диаметру шестерни |
bd |
0.5*ba(u+1) |
(* - расчет аналогичного параметра колеса выполняют по такой же формуле с соответствующей заменой индекса "1" на "2"; (** - ширину зуба шестерни назначают на 5-10 мм больше, чтобы предотвратить уменьшение длины контактной линии при возможном смещении зубчатых колес в зацеплении.