4 Проектирование прямозубых цилиндрических передач
1 Размеры закрытой прямозубой зубчатой передачи редукторного типа в большинстве случаев определяют из расчета рабочих поверхностей зубьев на выносливость по контактным напряжениям (расчет на отсутствие усталостного выкрашивания). Величина модуля согласуется со стандартом СТ СЭВ 310-76.
Проверочный расчет передачи на выносливость по контактным напряжениям проводится для уточнения ее размеров и величины реально действующих в передаче контактных напряжений на основе полученных ее размеров. Также проводят проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба в зубьях колес, рассчитанных на контактную прочность, весьма невелики.
Для передач, работающих со значительными перегрузками, проверяют контактные напряжения и напряжения изгиба при максимальной нагрузке.
Проектирование передачи ведётся по программе с использованием табличного редактора MICROSOFT EXCEL. Программа обеспечивает расчёт передачи в диалоговом режиме, простоту и наглядность, многовариантность и оптимизацию размеров.
2. Исходные данные для расчета
2.1 T1 - крутящий момент на валу шестерни, Н*м;
2.2 [σH] - допускаемые контактные напряжения, МПа;
2.3 [σF]1 - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа;
2.4 [σF]2 - допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа;
2.5 [σH]max- допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;
2.6 [σF]max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, МПа;
2.7 u - передаточное число;
2.8 КHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям;
2.9 КFβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба;
2.10 ψbd- коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра;
2.11 αω - угол зацепления. Для передач без смещения αω=20°.
2.12 n1 - частота вращения вала шестерни, об/мин.
2.13
-
коэффициент модуля,
=30...25 при НВ<350,
=20...15 при НВ>350;
2.14
- коэффициент,
учитывающий механические свойства
материалов сопряженных колес,
=
274 МПа для
стальных колёс;
2.15
,
- коэффициенты
формы зуба для шестерни и колеса.
3 Алгоритм расчета прямозубой цилиндрической передачи
3.1 Определяем делительный диаметр шестерни
3.2
Рабочая ширина колес
3.3 Величина модуля
Полученное значение согласовать со стандартом СЭВ 310-76
1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5;6;8;10.
2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5;7;9.
Первый ряд следует предпочитать второму
3.4
Число зубьев шестерни
Полученное значение
округлить
до целого числа
3.5 Уточним величину делительного диаметра шестерни и ее ширину
Желательно
уточненное значение
получить примерно на
(4-5)% меньше
расчетного по пункту
1, что
упрощает проверку по контактным
напряжениям (см.п.
3.11).
3.6
Число зубьев колеса
Полученное значение округлить до целого числа
3.7 Окружная скорость V, (м/с)
3.8 Коэффициент торцового перекрытия
3.9 Коэффициент динамической нагрузки выбрать с учётом степени точности, окружной скорости и твердости зубьев
3.10
Определить величину коэффициента
,
учитывающего суммарную длину контактных
линий
3.11 Выполняем проверку передачи по рабочим контактным напряжениям
3.11.1 Проверка
.
Изменяя в выражениип.3.11 добиться выполнения обоих условий
3.12 Найти усилия в зацеплении колес
3.12.1
Окружная сила,
3.12.2
Радиальная сила
,
3.13 Вычислить отношение
Проверочный расчет на изгибную выносливость выполняют по тому из колес пары, для которого меньше это отношение
3.14 Выполняем проверку передачи по напряжениям изгиба
3.15 Выполняем проверку передачи при перегрузках
3.15.1 По контактным напряжениям
3.15.2 По напряжениям изгиба
3.16 Геометрия передачи
3.16.1 Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса
3.16.2 Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса
3.16.3 Диаметры основных окружностей шестерни и колеса
3.17 Межосевое расстояние
