24
2.1 Внешней закрытой косозубой
(Выборка из - Курсовое проектирование деталей машин :
[Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов] / С. А. Чернавский [и др.]. - 2-е изд. , перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1988. - 414 с)
2.1.1 Выбор материала
Чем больше крутящий момент, тем более прочный материал следует выбирать. А также, если необходимо уменьшить межосевые расстояния, то сле-
дует выбирать материал с большей σ. Характеристики материалов брать из
в
таблицы 2.1.1.
Ищем допускаемые контактные напряжения(для колеса и шестерни по отдельности):
[s í |
]= |
s í lim b × K HL |
, МПа |
(2.1.1) |
|
||||
|
|
[Sí ] |
|
|
где s í lim b
KHL
[Sн ]
= 2 × HB + 70 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
-коэффициент долговечности;
-коэффициент безопасности (для нормализованных и улучшенных
сталей, а также при объемной закалке [Sн ]=1,1…1,2; при поверхностном упрочнении [Sн ]=1,2…1,3)
25
Таблица 2.1.1 - Механические свойства сталей, применяемые при изготовлении зубчатых колес.
Марка |
Диаметр |
Предел |
Предел |
Твердость |
|
|||||
прочности |
текучести |
HB (сред- |
Термообработка |
|||||||
стали |
заготовки |
|||||||||
sв, МПа |
sт, МПа |
няя) |
|
|||||||
|
|
|
||||||||
|
|
поковка и штамповка |
|
|||||||
45 |
100-500 |
570 |
290 |
|
|
190 |
Нормализация |
|||
45 |
до 90 |
780 |
440 |
|
|
230 |
|
|||
90-120 |
730 |
390 |
|
|
210 |
|
||||
|
св. 120 |
690 |
340 |
|
|
200 |
|
|||
35ХГС |
до 140 |
1020 |
840 |
|
|
260 |
|
|||
св. 140 |
930 |
740 |
|
|
250 |
Улучшение |
||||
|
|
|
||||||||
40Х |
до 120 |
930 |
690 |
|
|
270 |
||||
120-160 |
880 |
590 |
|
|
260 |
|
||||
|
св. 160 |
830 |
540 |
|
|
245 |
|
|||
40ХН |
до 150 |
930 |
690 |
|
|
280 |
|
|||
150-180 |
880 |
590 |
|
|
265 |
|
||||
|
св. 180 |
835 |
540 |
|
|
250 |
|
|||
|
|
|
отливка |
|
|
|||||
40Л |
- |
520 |
290 |
|
|
160 |
Нормализация |
|||
45Л |
540 |
310 |
|
|
180 |
|||||
|
|
|
|
|||||||
35ГЛ |
- |
590 |
340 |
|
|
190 |
Улучшение |
|||
35ХГСЛ |
790 |
590 |
|
|
220 |
|||||
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
K HL = 6 |
N HO |
|
|
(2.1.2) |
|||
|
|
|
N HE |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
где NHO – базовое число циклов, которое определяется в зависимости от твердости стали (при HB<200 принимают NHO=107; при HB200…500, NHO возрастает по линейному закону от 107 до 6×107);
NHE – расчетное число циклов и напряжений.
Если: колеса из нормализованной или улучшенной сталиK >2,6 то
HL
принимают KHL=2,6; для закаленных сталей KHL>1,8 то принимают KHL=1,8. Если KHL<1, то принимают KHL=1
N HE |
= 60 × |
w ×30 |
× Lh |
= 60 × |
w ×30 |
× Lr × Ä ×C ×tc |
(2.1.3) |
|
|
||||||
|
|
p |
|
p |
|
||
где w - угловая скорость того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, рад/с;
Lh – ресурс работы передачи, ч.; Lr – срок службы передачи, лет; Д – число рабочих дней в году;
26
С – число смен;
tc – продолжительность смены, ч.
Общее расчетное допускаемое контактное напряжение:
[s Í ]= 0,45×([s Í 1 ]+[s Í 2 ]), МПа |
(2.1.4) |
2.1.2 Проектировочный расчет
Межосевое расстояние
Из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
aw |
= K a |
× (U + 1)× 3 |
T2 |
×10 3 × K í b |
, мм |
(2.1.5) |
||
[s í |
]2 ×U 2 |
× Yba |
||||||
|
|
|
|
|
||||
где T2 – крутящий момент на выходном валу передачи, Н·м; U – передаточное число;
Ка – коэффициент межосевого расстояния (для косозубых колес и шевронных 43, для прямозубых 49,5);
КНb - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса(табли-
ца 2.1.2);
yba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию(для прямозубых передач yba=0,125…0,25; для косозубых yba=0,25…0,4; для шевронных yba=0,5…1,0).
Таблица 2.1.2 – Ориентировочные значения коэффициента KHb, для зубчатых передач, работающих при переменной нагрузке.
Расположение зубчатых колес |
Твердость HB поверхностей зубьев |
|
относительно опор |
£350 |
>350 |
Симметричное (рисунок 1а) |
1,00…1,15 |
1,05…1,25 |
Несимметричное (рисунок 1б) |
1,10…1,25 |
1,15…1,35 |
Консольное (рисунок 1в) |
1,20…1,35 |
1,25…1,45 |
Рисунок 2.1.1 – Схемы расположения
27
|
Межосевое |
расстояние |
желательно |
округлять |
до |
стандартного числа |
|||||||||||||
(1-й ряд предпочтительнее 2-го): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
1 ряд |
|
40 |
|
|
|
|
|
|
Межосевое расстояние aw, мм |
|
|
|
|
|||||
|
|
50 |
63 |
80 100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
400 |
500 |
630 |
800 |
1000 |
1250 |
1600 2000 2500 |
|
||
|
2 ряд |
|
71 |
90 |
112 140 180 |
224 |
280 |
335 |
450 |
560 |
710 |
900 |
1120 |
1400 |
1800 |
2240 |
|
|
|
Модуль числа зубьев и угол наклона зубьев колес
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекоменда-
ции:
mn = (0,01¸0,02) ×aw , мм |
(2.1.6) |
Округляется до стандартного числа из следующих рядов:
Нормальные модули зацепления m, мм
1 |
ряд |
1 1,25 |
2 |
2,5 |
3 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
16 |
20 |
2 |
ряд |
1,375 1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
7 |
9 |
11 |
14 |
18 |
22 |
Определяем числа зубьев, предварительно приняв |
угол наклона зубьев |
||||||
β = 10° (для шевронных колес β = 10°): |
|
||||||
z1 |
= |
2 × aw × cos b |
|
|
(2.1.7) |
||
(U + 1) × m n |
|||||||
|
|
|
|||||
z2 |
= z1 × U |
(2.1.8) |
|||||
Уточняем значение угла наклона зубьев: |
|
||||||
cos b = |
(z1 + z2 ) ×mn |
|
(2.1.9) |
||||
2 ×aw |
|||||||
|
|
|
|
||||
Угол наклона зубьев для цилиндрических колес должен быть в диапазоне 8…15°, для шевронных 25…40°.
Определяем основные размеры шестерни, колеса и степень точности колес
Параметр |
Шестерни, мм |
Колеса, мм |
|||||
Делительный диаметр |
d1 = |
mn |
× z1 |
d2 |
= |
mn |
× z2 |
|
|
||||||
|
|
cos b |
|
|
cos b |
||
Диаметр вершин |
da1 = d1 + 2 ×mn |
da2 |
= d2 + 2 ×mn |
||||
Диаметр впадин |
d f 1 = d1 - 2,5 ×mn |
d f 2 = d2 - 2,5 ×mn |
|||||
Ширина зубчатого венца |
b1 = b2 + 5 |
b2 |
=y ba ×aw |
||||