8. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи (косозубой) Проектный расчет

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

где

а) К_а - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43;

б) _a - b₂/a_w - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;

в) и - передаточное число редуктора; =4

г) Т₂ - вращающий момент на тихоходом валу редуктора;1356,88 Н*м

Д) []_Н - среднее допускаемое контактное напряжение, 656 Н/мм²;

е) К_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w = 190 мм.

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) К_т - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_т = 5,8;

б) d₂ = 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂ = 21904/(4+1) = 304 мм;

в) b₂ = _aa_w - ширина венца колеса,

b₂ = 0,3190 = 57 мм;

г) []_F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 4 мм.

3. Определяем угол наклона зубьев _min для косозубых передач:

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = z₁ + z₂ = 2a_wcos_min /m = 21900,9693/4 = 92,08

Полученное значение z_ округляем в меньшую сторону до целого числа:

z_ = 92.

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: β = arсcos z_т/(2a_w) = arсcos 924/380 = 14,43731.

6. Определяем число зубьев шестерни:

z₁ = z_/(1+и) = 92/(1+4) = 18,4  z₁ = 18.

7. Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_ - z₁ = 92 – 18 = 74.

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение и от заданного и:

и_ф = z₂/z₁;= 74/18 = 4.11

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁ + z₂)т /() = (18+74)4/2cos 14,43731=190

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d₁ = mz₁ /cos  = 418/cos 14,43731= 74,34 мм

колеса d₂ = mz₂ /cos  = 474/cos 14,43731= 305,65 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни d_a1 = d₁ +2m = 74,34 +24 = 82,34 мм

колеса d_a2 = d₂ +2m = 305,65+24 = 313,65 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1 = d₁ -2,4m = 74,34 -2,44 = 64,74 мм

колеса d_f2 = d₂ -2,4m = 305,65-2,44 = 296,05 мм

Ширина венца:

шестерни b₁ = b₂ +(2…4) = 60 мм

колеса b₂ = _aa_w = 0,3190 = 58 мм

округляем до числа из ряда нормальных линейных размеров

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2 = (74,34 +305,65)/2 = 190 мм.

12. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг = d_a1+6 = 82,34 +6 = 88,34 < 200 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = b₂+4 = 58+4 = 62 < 200 мм.

13. Проверяем контактные напряжения _Н, Н/мм²:

где:

а) К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К _H = 316

б) F_t = 2T₂ 10 ³/d₂ = 8878,65 H - окружная сила в зацеплении;

в) К_{H } - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_{H } = 1,12 так как v = ₂d₂/(210 ³) = 4,75305,65 /2000 = 0,726 м/с;

г) K_Hv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

K_Hv = 1,03 так как v = 0,726 м/с;

Недогруз передачи 17% объясняется, относительно малой нагрузкой на колесо, по сравнению с его габаритами. Его можно исправить, уменьшив ширину зуба до 56мм.

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни _F1 и колеса _F2 , Н/мм²:

где:

а) т - модуль зацепления, мм; Ь₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

Ft - окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_F = 1

в) К_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев колес К_F = 1;

г) K_Fv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи

K_Fv;= 1,03;

д) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых

колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев

шестерни z_v1 = z₁ /cos³ = 19,82 - Y_F1 = 4,07

колеса z_v2 = z₂ /cos² = 78,9 - Y_F2 = 3,61;

е) Y_ = 1 - °/140° = 0,897 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	190
Модуль зацепления т	4
Угол наклона зубьев 	14,43731
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	60 58
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	74,34 305,65
Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2	82,34 313,65
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	64,74 296,05
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	18 74

Проверочный расчет

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения Н, Н/мм2		656	542,9	17,2%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	294	127,6	56,6%
	F2	310	143,9	54%