2. Последовательность проектирования

ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

2.1. Подготовить следующие исходные данные, необходимые для проектирования:

 кинематическую схему передачи;

 номинальное передаточное число U, согласованное с ГОСТ 2185-66;

 частоты вращения валов шестерни n₁ и колеса n₂, мин^-1 (параметры n₁ и n₂, определяют при кинематическом расчете привода, в состав которого входит проектируемая зубчатая передача);

 значения крутящих номинальных моментов T₁ и T₂ на валах шестерни и колеса, Нм (определяют при силовом расчете привода);

 циклограмму нагружения передачи (рис.10.1 или рис.10.2); если же циклограмма не задана, то принимают постоянный режим нагружения (как наиболее опасный);

 характер нагружения (спокойный, с легкими ударами, средними или сильными ударами); если характер нагружения не задан, то его назначают по табл. П.4 12;

 расчетный срок службы передачи t_р (если t_р передачи не задан, то его назначают в пределах 12000...16000 ч);

 масштаб производства (единичный, мелкосерийный, серийный, крупносерийный, массовый);

 пусковую характеристику К_пуск = T_пуск^max / T_ном двигателя, от которого получают вращение валы привода, содержащего проектируемую передачу.

2.2. Выбрать тип зубьев (разд. 3).

2.3. Назначить (предварительно) степень точности изготовления зубчатых колес (разд. 4).

2.4. Назначить термообработку и материал зубчатых колес (разд. 5).

2.5. Выбрать способ нарезания и отделки зубьев (разд. 6).

2.6. Выбрать (при необходимости) вид модификации зубьев и назначить коэффициенты смещения режущего инструмента (разд. 7).

2.7. Провести проектировочный расчет передачи (разд. 15 или 16), для чего необходимо:

 выбрать в зависимости от возможности появления у колес рассчитываемой передачи наиболее характерного для них вида повреждения зубьев (разд. 9) расчетную формулу (15.1) или (16.1) и определить или из условия контактной прочности зубьев – межосевое расстояние передачи a_w, или из условия изгибной прочности – модуль зубьев колес m.

 в зависимости от принятой формулы проектировочного расчета дальнейший расчет передачи вести в следующей последовательности:

Принятая формула проектировочного расчета передачи
(15.1)	(16.1)
1	2
1. Определить рабочую ширину зубчатого венца колëс bw = ba aw	1'. Определить число зубьев колеса z2 = u z1.
2. Определить ширину зубчатого венца шестерни: b1 = b2 + (2...5) мм, если HB2  350, b1 = b2, если HB1 и HB2 > 350.	2'. Полученное значение z2 округлить до ближайшего целого числа.
3. Согласовать полученные значения b1 и b2 со стандартным числовым рядом R20 ГОСТ 6636 - 69 “Нормальные линейные размеры” (прил. 2).	3'. Определить фактическое передаточное число Uф = Z2 / Z1.
4. Назначить величину модуля m зубь-ев колес по рекомендуемым [1, с.156] соотношениям: m = (0,010,02) aw  1,5 мм, если HB  350; m = (0,016...0,0315) aw  1,5 мм, если HB1 и HB2 > 350.	4'. Определить отклонение U, , фактического передаточного числа Uф от стандартного (номинального) значения U  U = 100.
5. Полученные значения модуля зубьев (торцового m для прямозубых передач и нормального mn – для косозубых и шевронных) согласовать со стандартным значением по ГОСТ 9563-80 (табл. П1.1).	5'. Сравнить найденное значение U с его допускаемым значением по ГОСТ 2185 - 66 (прим. 2 табл. П1.3).
6. Определить число зубьев шестерни где y – коэффициент воспринимаемого смещения (разд. 8);  – угол наклона зубьев, принимаемый в первом приближении: для косозубых передач  = 10...12; для косозубых колёс в раздвоенной ступени и шевронных  = 30...32; (для прямозубых передач  = 0). Знак “—” для внутреннего зацепления.	6'. Задавшись в первом приближении углом наклона зубьев  = 10...12 (для косозубых колёс в раздвоенных ступенях и шевронных  = 30...32; для прямозубых колес  = 0), определить межосевое расстояние передачи aw (разд. 8). При этом следует иметь ввиду, что aw  80 мм принимать нецелесообразно (разд. 15).
7. Полученное значение Z1 округлить до ближайшего целого числа.	7'. Согласовать найденное значение aw со стандартизованными значениями по ГОСТ 2185-66 (табл. П1.2).
1	2
8. Определить число зубьев колеса Z2 = UZ1.	8'.Уточнить значение  угла наклона зубьев по зависимости  = arc cos . Найденное значение угла  должно лежать в рекомендуемых 1, с.155, 156 пределах:  = 8...20 – для косозубых колёс;   30 – для косозубых колёс в раздвоенных ступенях;  = 25...45 – для шевронных колёс.
9. Полученное значение Z2 округлить до ближайшего целого числа.	9'. Назначить коэффициент ширины колёс ва = bw / аw (табл.15.1).
10. Определить фактическое передаточное число Uф = Z2 / Z1.	10'. Определить ширину зубчатого венца колеса b2 = ва аw.
11. Определить отклонение  U, , фактического передаточного числа Uф от стандартного (номинального) значения U  U = 100.	11'. Определить ширину зубчатого венца шестерни: b1 = b2 + (2...5) мм, если НВ2  350; b1 = b2, если НВ1 и НВ2  350.
12. Сравнить найденное значение U с его допускаемым значением по ГОСТ 2185-66 (прим. 2 табл. П1.3).	12'. Согласовать полученные значения b1 и b2 со стандартным числовым рядом R20 ГОСТ 6636 – 69 “Нормаль-ные линейные размеры” (прил. 2).
13. Уточнить значение  угла наклона зубьев по зависимости  = arc cos . Найденное значение угла  должно лежать в рекомендуемых [1, с. 155, 156] пределах: для косозубых колёс  = 8...20, для косозубых колёс в раздвоенных ступенях   30, для шевронных колёс  = 25...45.

Если задано конкретное значение межосевого расстояния a_w, то проектировочный расчет передачи ведут по зависимости 16.2. Дальнейший расчет в этом случае проводят в следующей последовательности:

1''. Назначить коэффициент ширины колес _ba = b_w / a_w (табл. 15.1).

2''. Определить ширину зубчатого венца колеса b₂ = _ba a_w.

3''. Определить ширину зубчатого венца шестерни b₁ (п. 11' и 12').

4''. Рассчитать по зависимости 16.2 модуль зубьев колес (разд. 16).

5''. Согласовать найденное значение модуля m со стандартными значениями по ГОСТ 9563 – 80 (табл. П 1.1).

6''. Определить Z₂ = UZ₁.

7''. Oкруглить Z₂ до целого числа.

8''. Oпределить U_ф = Z₂ / Z₁.

9''. Oпределить U = 100(U - U_ф) / U_ф

10''. По п. 5' сравнить U с его допускаемыми значениями.

11''. По п. 8' определить угол наклона зубьев .

2.8. Определить остальные геометрические параметры зубчатых венцов колес (разд. 8).

2.9. Рассчитать окружную скорость колес, м/с

.

2.10. Уточнить (разд. 4) правильность первоначального выбора степени точности изготовления колес.

2.11. Рассчитать по формуле 10.1 допускаемые контактные напряжения, а для азотированных, нитроцементованных, цементованных колес – – еще дополнительно и по формуле 11.1 (разд. 10 и 11).

2.12. Рассчитать по формуле 13.1 допускаемые напряжения изгиба (разд. 13).

2.13. Провести по условию 17.1 проверку зубьев на контактную прочность, а для азотированных, нитроцементованных и цементованных колес – – еще дополнительно и по условию _H  [_H]_кр (разд. 17).

2.14. Провести по условию 19.1 проверку зубьев на изгибную прочность (разд. 19).

2.15. Определить допускаемые контактные напряжения _{Hp max} , гарантирующие отсутствие местных остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках (разд. 12).

2.16. Определить допускаемые напряжения изгиба _{Fp max} , гарантирующие отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого излома при перегрузках (разд. 14).

2.17. Провести по условию 18.1 проверку зубьев на отсутствие у них при перегрузках местных остаточных деформаций (разд. 18).

2.18. Провести по условию 20.1 проверку зубьев на отсутствие у них при перегрузках общих остаточных деформаций (разд. 20).

2.19. Определить составляющие нормального усилия зацепления F_n (разд. 21).

2.20. Выбрать конфигурацию колес и определить размеры элементов их конструкции (разд. 22).

2.21. Выбрать способ и тип смазки зубчатых колес (разд. 23).

2.22. Составить рабочие чертежи зубчатых колес (разд. 24).