Министерство образования Российской Федерации

Юго-Западный государственный университет

Кафедра: Детали машин

А.А Норовский

Э.И Классен

И.Н Путинцева

Расчёт

Зубчатых конических передач

Методическая разработка

Курск-2011

Содержание

1.Закрытая коническая передача с прямыми зубьями………………………….4

2.Закрытая коническая передача с круговыми зубьями………………………..8

3.Особенности расчёта открытых конических передач……………………….12

4.Пример расчёта закрытой конической прямозубой передачи……………...12

Литература……………………………………………………………………..19

Введение

В методических разработках изложен порядок расчёта зубчатых эвольвентных закрытых конических передач с прямыми и круговыми зубьями. Приведены примеры расчёта закрытой прямозубой конической передачи, необходимые для расчёта справочные данные

Методическая разработка предназначена для студентов дневного, вечернего заочного вида обучения, выполняющих расчётные работы и курсовые проекты по «Деталям машин».

1.Закрытая коническая передача с прямыми зубьями

Рассматриваются расчёт конических колёс, оси которых пересекаются под прямым углом. Смещение исходного контура отсутствует.

Исходные данные:

N- номинальная передаваемая мощность ,кВт;

n- чистота вращения шестерни рассчитываемой пары, об /мин;

u-передаточное число рассчитываемой пары.

1.1 Выбираем материал и термообработку, определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса

(см. раздел 1 и 2- методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»).

1.2 Определяем углы делительных конусов

1.3 Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра

Большие значения при u<3

При проектном расчёте рекомендуется принимать

1.4Определяем коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость:см.рис.3.1-методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»= - по кривой 1,если валы установлены на шарикоподшипниках и по кривой 2,если валы установлены роликоподшипниках. Радиально-упорные роликоподшипники в сравнении с радиально-упорными шарикоподшипниками имеют большую нагрузочную способность и обеспечивают большую жёсткость опор.

1.5Определяем средний делительный диаметр шестерни

Где для стальных колёс

-коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость. Предварительно принимаем=1,1.

1.6Находим ширину зубчатого венца

округляем до целых

1.7Определяем внешний делительный диаметр шестерни

Внешняя конусность расстояния

Рекомендуется соблюдать условие b/Re< 0.25…..0.3.

1.8Определяем внешний окружной модуль и число зубьев

Округляем до стандартного значения (СТ СЭВ З10-76).Принимать meдля силовых передач менее 1,5мм нежелательно

Округляем до целых чисел .Должно быть

1.9Уточняем передаточное число

В дальнейших расчётах используем только это, уточнённое ,значение передаточного числа.

1.10 Уточняем углы делительных конусов

В соответствии со стандартным значением модуля определяем внешнее конусное расстояние

Этот геометрический параметр следует вычислить с точностью до сотых долей миллиметра.

Уточняем

1.11 Определяем средний окружной модуль

1.12Определяем средний делительный диаметр шестерней и колёс

1.13Находим окружную скорость

Прямозубые конические передачи рекомендуется применять при V<3…4м/с

При больших скоростях для уменьшения динамических нагрузок следует переходить на передачи с круговыми зубьями – см. раздел 2.

1.14Выбираем степень точности передачи по таб.3.3 – методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»

1.15 Определяем окружную силу в зацеплении

1.16Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость - см.раздел 6.1(методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)

При расчёте коэффициент динамической нагрузки для конических передач условно принимаем

где и-средние делительные диаметры шестерни и колеса мм.

1.17Выполняем проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость

Здесь

=1,77 коэффициент ,учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

=275мПа(для стальных колёс) - коэффициент ,учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс;

=1 - коэффициент ,учитывающий суммарную длину контактных линий;

- удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость;

Если расчётные напряжения превышают допускаемые в пределах 5%, в перерасчёте нет необходимости. При большём превышении можно изменить материал и термообработку , либо увеличить конусное расстояние.

1.18Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба - см.рис 3.2 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач» (по кривой 1,если валы установлены на шарикоподшипниках и по кривой 2,если валы установлены).

1.19 Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба (см.рис 6.2 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»).

1.20 Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Где - коэффициент формы зуба , выбирается в соответствии с приведённым числим зубьев по табл. 3.4 - методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»:

В формулу для определения напряжения изгиба подставляем величину того зубчатого колеса пары ,для какого меньше

- удельная расчётная окружная сила при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба

Может оказаться , что значительно меньше, и это не является противоречием ,так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью на изгиб. Если расчётные напряжения превышают допускаемые в пределах 5%, в перерасчёте нет необходимости. При большём превышении можно изменить материал и термообработку , либо увеличить конусное расстояниеRe.

1.21Выполняеться проверочный расчёт зубьев по предельным напряжениям при перегрузках –( см. раздел 7 - методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)