Проектирование шестерни, колеса, шкивов, звездочек
Основные геометрические размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры шестерни и колеса составляют
Делительные диаметры должны удовлетворять условию
.
Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:
Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:
Окружное усилие составляет
Радиальную силу рассчитывают по зависимости
Нормальная сила составляет
Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 2.
Конструктивные
размеры зубчатого колеса показаны на
рисунке 3 и приведены в таблице 4. В
качестве исходного размера используется
диаметр посадочной поверхности вала
под колесо, который будет получен в
пункте 7 расчета.
Рисунок 2 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес
Рисунок 3 – Цилиндрическое зубчатое колесо
.
Таблица 4 – Размеры зубчатого колеса, мм
Параметр |
Формула |
Расчет |
Диаметр ступицы |
|
|
Длина ступицы |
|
Примем
|
Толщина обода |
|
|
Диаметр обода |
|
|
Толщина диска |
|
|
Диаметр центров отверстий в диске |
|
|
Диаметр отверстий |
|
|
Фаски |
|
|
.
Расчет зубчатой открытой передачи
.
Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:
-
номинальный вращающий момент на ведомом
валу проектируемой цилиндрической
передачи:
-
номинальная частота вращения ведущего
вала передачи
-
передаточное отношение цилиндрической
передачи
- коэффициент концентрации нагрузки
- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:
- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и
- допускаемые максимальные контактные напряжения:
- допускаемые максимальные напряжения изгиба:
- коэффициенты долговечности: и
Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи – межосевое расстояние а (рисунок 1). Предварительно его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:
где T3 – вращающий момент на валу колеса
коэффициент ширины колеса, который выбирают по таблице 3.3. при симметричном расположении относительно опор: .
Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:
Рассчитанную
величину округляем до ближайшего
значения по единому ряду, т.е. принимаем
Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:
Полученные
расчетные значения округляем по единому
ряду главных параметров редуктора:
При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:
.
Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .
Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:
.
Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:
.
Принимаем:
Число зубьев колеса:
.
Фактическое передаточное число соответствует:
.
Отклонение фактического передаточного числа составляет
.
Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружении имеет вид
,
где KHV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости
Этой скорости соответствует 9-я степень точности .
Тогда при скорости 0,52 м/с, 9-й степени точности и твердости зубьев выбираем .
Действительное контактное напряжение равно
т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.
Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости
-
допускается.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид
Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.
Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.