МУ цил.кол с заданием

4.4. Определение основной базы. При посадках с натягом зазор в сопряжении деталей отсутствует и можно было бы предположить, что зубчатое колесо всегда устанавливают на валу точно, без перекоса. Однако практика показывает, что вследствие ряда причин колесо может быть установлено на валу с перекосом.

Нельзя указать точный критерий для оценки погрешности базирования при посадках с натягом, Приближенно, из опыта принимают

при lcm /dcm 0,7 основная база - цилиндр (рис. 8, а); при lcm /dcm < 0,7 основная база - торец (рис. 8, б).

4.5. Допуски формы и допуски расположения поверхностей. На рис. 8 показаны несколько зубчатых колес и условные обозначения баз и допусков формы и расположения поверхностей. В соответствии с позициями на этом рисунке в табл. 15 даны указания по определению допусков.

Назначение каждого из допусков:

-допуск цилиндричности посадочной поверхности (поз. 1) назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений;

-допуск перпендикулярности торца ступицы (поз. 2) задают, чтобы создать точную базу для подшипника качения, уменьшить перекос его колец и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца;

KF — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов

определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:

при отнулевом цикле напряжении вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 9).

Минимальные значения коэффициента запаса прочности: для цементованных и нитроцементованных зубчатых колес - SF = 1,55; для остальных - SF =1,7.

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса,YN = 1. Коэффициент YR , учитывающий влияние шероховатости переходной

поверхности между зубьями, принимают: YR = 1 при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости Rz 40 мкм; YR = 1,05... 1,2 при полировании (большие значения при улучшении и после закалки ТВЧ).

Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки

(реверса). При одностороннем приложении нагрузки YA = 1. При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлении (например, зубья сателлита в планетарной передаче): YA = 0,65 - для нормализованных и улучшенных сталей; YA = 0,75 - для закаленных и цементованных; YA = 0,9 - для азотированных.

Из полученного диапазона (тmin ... mmах) модулей принимают меньшее значение т, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

Ряд 1, мм……..1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0 Ряд 2, мм……..1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0

Значение модулей т < 1 мм при твердости 350 НВ и т < 1,5 мм при твердости 40 HRC для силовых передач использовать нежелательно.

12

табл. 14.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона

Значение z1 округляют в большую сторону до целого числа.

Для прямозубых колес z1min = 17; для косозубых и шевронных z1min = 17cos3. При z1 <

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев для колес выполненных со смещением по формулам (19) и для колес выполненных без

можно не заполнять), в третьей - справочные данные. Неиспользуемые строки исключают или ставят прочерк.

Впервой части таблицы параметров для цилиндрических колес приводят: модуль т, число зубьев z, угол наклона , направление линии зуба - правое, левое, шевронное; нормальный исходный контур со ссылкой на ГОСТ 13755-81; коэффициент смещения х; степень точности.

Вторую часть таблицы - одну - две строки оставляют свободной.

Втретьей части таблицы приводят делительный диаметр d и обозначение чертежа сопряженного колеса.

Рис. 5

4.2. Размеры и предельные отклонения. На изображении цилиндрического зубчатого колеса должны быть указаны следующие размеры с допусками:

-ширина зубчатого венца b принимается из расчета зубчатой передачи, точность изготовления h14 если не оговариваются конструктивные особенности;

-диаметр вершин зубьев da выполняется по полям допуска h11 - для колес с модулем от 1 до 5 мм и h13 - для зубчатых колес с модулем более 5 мм. Установленный допуск не должен превышать 0,1т;

-диаметр ступицы dcm к этому размеру не выдвигается высоких требований по точности изготовления, его изготовляют с отклонением по h14;;

-длина ступицы lcm в зависимости от конструкции самой передачи, среднее значение устанавливают h12;

-диаметр отверстия dom точность изготовления этой поверхности определяет точность всей передачи, выполняется с полем отклонения Н7.

-шпоночный паз: ширина b - под шпонку для переходных посадок от JS9 до Р9, на

размер dom + t2 (см. рис. 6) при ширине шпонки b до 6 мм принимают +0,1 мм, от 6 до 32 принимают +0,2 мм;

где Т - передаваемый момент, Н м; d - диаметр вала (d = dот) , мм; lp - расчетная длина шпонки, мм; при скругленных торцах шпонки lp = l - b, при плоских торцах lp = l; [ ]см - допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 150...

200, а при чугунной - 80... 110 МПа.

В последнее время передачу момента с колеса на вал все чаще осуществляют бесшпоночным соединением с натягом, методика расчета таких соединений широко приводится в различных справочных и учебных изданиях.

Пример 2. По данным примера 1 подобрать стандартную призматическую шпонку со скругленными торцами для рассчитанного колеса.

Решение. По формуле (30) определяем диаметр центрального отверстия колеса

dom 5...6 3T2 5...6 3210 29,7...35,7 мм.

По табл. 7 принимаем диаметр отверстия dom = 32 мм.

Находим рабочую длину шпонки по формуле (33), при этом возьмем значение допускаемого напряжения смятия при стальной ступице [ ]см = 200 МПа, для центрального отверстия (вала) 32 мм по табл. 12 принимаем h = 8 мм, b = 10 мм:

Полная длина шпонки:

l = b + lp = 10 + 16,4 = 26,4 мм.

Окончательно принимаем длину шпонки по примечанию 1 к табл. 12 l = 28 мм. Обозначение выбранной шпонки: Шпонка 10 8 28 ГОСТ 23360-78

4. Оформление рабочего чертежа

Чертеж зубчатого колеса оформляют на листах стандартного формата. Каждый чертеж должен иметь:

-таблицу параметров; -изображения детали с разрезами, необходимыми размерами, предельными

отклонениями размеров и формы, параметрами шероховатости; -основную надпись; -технические требования.

4.1. Таблица параметров. В правом верхнем углу поля чертежа приводят таблицу параметров зубчатого венца (рис. 5), данные таблицы параметров берутся из расчета зубчатой передачи.

Таблица параметров состоит из трех частей, отделенных друг от друга сплошными основными линиями. В первой части таблицы приводят данные для нарезания зубьев колес, во второй - данные для контроля (в учебных проектах эту часть

А

Рис. 2

11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от числа зубьев и коэффициента смещения принимают по табл. 10.

Значение коэффициента Y , учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле ( в градусах):

Y =1- /100; при условии Y 0,7. Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для прямозубых передач: Y = 1; Y = 1 - при степени точности 8, 9; Y = 0,8 - при степени точности 5... 7.

Для косозубых передач Y = 0,65.

стандартного значения (см. ниже).

Острые кромки на торцах ступицы также притупляют фасками, размеры которых принимают по табл. 11:

Рис. 4

Условия пластического деформирования металла при штамповке улучшены, если выемки в дисках колес выполнять по рис. 4, в, г. Радиусы закруглений принимают R1 20 мм, штамповочные уклоны 12 и больше, толщина диска С =

(0,4 0,5)b.

3. Соединения вал - ступица

Для закрепления на валах деталей, передающих момента вращения, с детали на вал и наоборот применяют конструктивные решения в виде шпоночных, штифтовых, профильных и с гарантированным натягом.

Из перечисленных разновидностей наиболее простыми являются соединения призматическими шпонками (табл. 1 2). Они имеют прямоугольное сечение и изготовляются из цельнотянутой стали.

При v = 1,54 м/с по табл.2 назначаем 9 степень точности, пст = 9. Уточненное значение межосевого расстояния по формуле (3):

здесь ba = 0,315 - коэффициент ширины, при симметричном расположении колес (по условию) и Н 45 HRC.

К0 = 1,07 по табл. 4, для 6 схемы при найденном bd:

Н

bd 0,5 ba u 1 0,5 0,315 3,55 1 0,72

К0 1 А( п 5 ) 1 0,15 9 - 5 1,6 .

Н СТ

Допускаемое контактное напряжение по формуле (4)

где Hlim предел контактной выносливости по табл. 6:

Hlim = 17 HRCcp + 200 = 17 47,5 + 200 = 1007,5 МПа

SH = 1,1;

ZN = 1;

ZR =1; Zv =1.

Принимаем аW = 85 мм (табл. 7).

2. Предварительные основные размеры колеса делительный диаметр по формуле (5):

d2 2 85 3,55 132,64 мм. 3,55 1

Ширина колеса по формуле (6):

b2 = φbaaW = 0,315 85 = 26,77 мм.

Принимаем b2 = 28 мм (табл. 7).

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [ ]F1 и колеса [ ]F2 будут равны друг другу, т.к. шестерня и колесо выполнены из одного материала с одинаковой термической обработкой, т.е. [ ]F1 = [ ]F2 = [ ]F, тогда по (9)

Принимаем т = 1,5 мм.

4. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес по формуле (10)