Проектный расчет. Расчет геометрии колес передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния a_w определяют по условию контактной выносливости зубьев колеса согласно расчетным зависимостям [5, с. 153]:

, мм (1)

где Т_1H – расчетный крутящий момент на ведущем валу передачи, Н^.м;

s _HР2 – допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, МПа,

К₁ – расчетный коэффициент; для прямозубых колес К₁ = 450, для косозубых и шевронных колес К₁ = 410 [1, с.18].

Рассчитанное значение межосевого расстояния a_w необходимо согласовать со стандартным рядом (табл. 5.1), если проектируют стандартный редуктор.

 

Таблица 5.1 – Межосевое расстояние зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

 

aw	I ряд
II ряд

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

 

При проектировании нестандартного редуктора следует использовать значение межосевого расстояния,округленное до ближайшего большего числа из нормальных линейных рядов по ГОСТ 6636-69.

Диапазон величин нормального модуля m_n:

m_n = (0,01 …0,02) ·a_w

Нормальный модуль передачи m_n согласуют со стандартным значением (табл. 5.2), входящим в рассчитанный диапазон.

 

Таблица 5.2 - Модули зубчатых передач по ГОСТ 9563-60

 

m	I ряд	1,5		2,5
II ряд	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

 

Зависимости для расчета суммарного числа зубьев в передаче Z _Σ, числа зубьев шестерни Z ₁ и колеса Z ₂ приведены в табл. 5.3.

Для расчета чисел зубьев косозубой передачи предварительно можно принять угол наклона зубьев β; = 10⁰ . Для раздвоенной шевронной передачи и шевронной передачи значение угла β; выбирают из диапазона: 25⁰… 40⁰.

 

Таблица 5.3 – Зависимости для расчета чисел зубьев в цилиндрической передаче

 

Суммарное число зубьев	Число зубьев шестерни	Число зубьев колеса
		Z 2 = Z Σ – Z 1

Примечание. Рассчитанные числа зубьевнеобходимо округлить до целого числа.

 

По округленным значениям чисел зубьев шестерни Z ₁ и колеса Z ₂ уточняют фактическое передаточное число u _факт и его отклонение от стандартного значения ∆ u:

u_факт = Z ₂ / Z ₁

Затем уточняют величину угла наклона зубьев колес b:

Вычисление cos b надо выполнять с точностью до пяти цифр после запятой.

Делительные диаметры шестерни d ₁ и колеса d ₂:

(5.2)

В (5.2) для прямозубой передачи cos β = 1.

 

Правильность выполненных расчетов проверяют по зависимости:

(5.3)

Если межосевое расстояние, вычисленное по (5.3), получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно, и можно продолжать расчет геометрических параметров шестерни и колеса. В противном случае необходимо уточнить величину «cos β» и повторить расчеты по (5.2) и ф.(5.3).

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m_n, d_a2 = d₂ + 2 ^. m_n

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_{f 1} = d₁ – 2,5 ^. m_n, d_{f 2}= d₂ – 2,5 ^. m_n

 

Ширина зубчатого венца колеса:

b_W2 = Ψ _ba · a _w (5.4)

При расчете раздвоенной шевронной передачи следует помнить, что крутящий момент с одного вала на другой передается с помощью двух пар колес. Следовательно, рассчитанная по (5.4) величина b_W2 – это ширина зубчатых венцов двух колес.

При монтаже передачи возможен относительный осевой сдвиг зубьев шестерни и колеса. Чтобы гарантированно обеспечить длину контактной поверхности зубьев, заложенную в расчеты, необходимо изготовить шестерню большей ширины, чем колесо: b_W1 = b_{W 2} + (3…5) мм

Рассчитанные величины b_W1 и b_{W 2} необходимо округлить до ближайшего значения по нормальным линейным размерам согласно ГОСТ 6636-69