Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

6 7 8 9 10 11 12

Рисунок 1 – Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

2.4.1 Определить межосевое расстояние по формуле

, мм

где K_a– вспомогательный коэффициент; К_а=43МПа^1/3для косозубых передач,К_а=49,5 МПа^1/3для прямозубых передач;

i_зп – передаточное отношение;

T2 – вращающий момент на ведомом валу, Н*м;

ψ_bа – коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию [6, § 3.2] (для стандартных редукторов = 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25; при симметричном расположении шестерни относительно опор для прямозубых передач = 0,125...0,25; косозубых передач — = 0,25...0,40; шевронных передач — = 0,5... 1,0). Величину коэффициента ширины венца колеса ψ _bа выбирают из ряда стандартных чисел: 0,16; 0,2; 0,25; 0,3; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8;1,0.

— допускаемое контактное напряжение, МПа;

К_Hβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рисунок 2), принимают в зависимости от параметра = 0,5 (i_зп + 1) = b₂ / d₁ Предпочтительно придерживаться меньших значений (таблица 13)

Таблица 8 — Рекомендуемые значения [7]

Для предварительных расчетов принимают следующие значения коэффициентов нагрузки: для прямозубых передач К_Н = 1,3; для косозубых и шевронных передач К_Н = 1,2.

При Н_х< 350 НВ и Н₂< 350 НВ

Рисунок 2 – Графики для определения коэффициента К

Полученное значение a_w округлить до ближайшего значения из ряда Ra40 нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636—69: 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 240, 250, 260, 280, 300.

2.4.2 Определить начальный диаметр колеса d_w2, мм, по формуле

, мм

2.4.3 Определить ширину венца колеса b₂, мм, по формуле

b₂=ψ_bа*a_w

2.4.4 Определить модуль зацепления m_n, мм

m_n= (0,01…0,02) a_wпри Н≤350 НВ;

m_n= (0,016…0,0315) a_wпри Н≥40 HRC_э

Стандартные значения модуля по ГОСТ 9563—60: 1,0; 1,125; 1,25; 1,375; 1,5; 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; 11,0; 12,0; 14,0.

Для силовых передач рекомендуется принимать m_n> 1,5 мм при Н < 350НВ;из-за опасности разрушения зуба при кратковременных перегрузках m_n> 2 мм при Н> 45 HRC_э.

Для открытых передач расчетное значение модуля увеличивают на 30 % из-заповышенного изнашивания зубьев.

2.4.5 Принять предварительно угол наклона зубьев больше минимального:

для косозубых колес — = 8...20°;

для шевронных колес — = 25—40° [6, § 3.2].

2.4.6 Определить суммарное число зубьев z_S, число зубьев шестерни z₁и число зубьев колеса z₂

Для прямозубых передачz_S = 2*a_w/ m_n

Для косозубых передачz_S = 2*a_w*cosβ / m_n,

где β – угол наклона зубьев колес.

Полученное значение округляем до целого числа z_S=.

;

2.4.7 Определить значение фактического передаточного отношения и проверить его отклонение от заданного

i_ф = z₂ / z₁

2.4.8 Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи

Точность вычисления – до пятого знака после запятой.

2.4.9 Определить фактическое межосевое расстояние и угла наклона зубьев

Для прямозубых передач

Для косозубых передач

2.4.10 Определить основные геометрические параметры передачи

Рис.3 – Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

Таблица 9

Основные размеры прямозубых колес:

	Шестерня	Колесо
Диаметр делительной окружности
Диаметр окружности вершин	d_a₁= d₁ +2 m_n	d_a₂= d₂ +2 m_n
Диаметр окружности впадин	d_f1= d₁– 2,5m_n	d_f₂= d₂– 2,5m_n
Ширина венца	b₁= b₂ + 4	b₂=ψ_b_а* a_w

Таблица 10

Основные размеры косозубых колес:

	Шестерня	Колесо
Диаметр делительной окружности
Диаметр окружности вершин	d_a₁= d₁ +2 m_n	d_a₂= d₂ +2 m_n
Диаметр окружности впадин	d_f1= d₁– 2,5m_n	d_f₂= d₂– 2,5m_n
Ширина венца	b₁= b₂ + 5	b₂=ψ_b_а* a_w

Точность вычисления делительных диаметров колес 0,001 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по ряду нормальных линейных размеров.

2.4.11 Проверить межосевое расстояние по формуле