Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стан­дартного числа (см. табл. 24.1).

 

Модуль передачи.Максимально допустимый модуль ,мм, определя­ют из условия неподрезания зубьев у основания

 

 

Минимальное значение модуля , мм, определяют из условия прочности:

 

где K_m = 3,4 • 10³ для прямозубых и К_т = 2,8 • 10³ для косозубых передач; вме­сто подставляют меньшее из значений и .

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

 

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения,связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения принимают по табл. 2.9 в зависимости от степени точности по нормам плавнос­ти, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей

Таблица 2.9

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Твердость на поверхности зубьев колеса	Значения KFv при и, м/с

ПРИМЕЧАНИЕ: В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе — для косозубых зубчатых колес.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напря­жений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле

— коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления ше­стерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: = .

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную проч­ность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэф­фициентов и не учитывают.

Из полученного диапазона ( ... ) модулей принимают меньшее зна­чение т, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

Ряд 1, мм.......1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0

Ряд 2, мм............1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0

Значение модулей т < 1 мм при твердости ≤ 350 НВ и т < 1,5 мм при твер­дости ≥ 40 HRC для силовых передач использовать нежелательно.

Суммарное число зубьев и угол наклона.Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

шевронных колес

Суммарное число зубьев

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа и оп­ределяют действительное значение угла наклона зуба:

Для косозубых колес = 8... 20°, для шевронных — = 25 ... 40°.

Число зубьев шестерни и колеса.Число зубьев шестерни

Значение округляют в большую сторону до целого числа.

Для прямозубых колес = 17; для косозубых и шевронных .

При <17 передачу выполняют со смещением для исключения подрезания зубьев и повышения их изломной прочности. Коэффициент смещения

Для колеса внешнего зацепления для колеса внутреннего зацепле­ния .

Число зубьев колеса внешнего зацепления внутреннего зацепле­ния

Фактическое передаточное число Фактические значения пе­редаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3 % — для одноступенчатых, 4 % — для двухступенчатых и 5 % — для многоступенча­тых редукторов.

Диаметры колес(рис. 2.5). Делительные диаметры d:

шестерни................................................................

колеса внешнего зацепления...............................

колеса внутреннего зацепления.........................

Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего за­цепления:

колес внутреннего зацепления:

 

где и — коэффициенты смещения у шестерни и колеса; - коэффициент воспринимаемого смещения; а — делительное межосевое рассто­яние:

 

 

Размеры заготовок.Чтобы получить при термической обработке приня­тые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, что­бы размеры D_заг, С_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_np, S_np (см. табл. 2.1):

D_заг ≤ D_np; С_заг ≤ S_np; или S_заг≤ S_np.

Значения D_заг, С_заг, S_заг (мм) вычисляют по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 2.6, a) D_заг = d_a+ 6 мм; для конической шестерни (рис. 2.6, б) D_заг = d_ae + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 2.6, е) С_заг = 0,5 и S_заг = 8m; для колеса без выточек (см. рис. 2.5) S_заг = b+4 мм.

При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или способ тер­мической обработки.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.Расчетное значе­ние контактного напряжения

где = 9600 для прямозубых и = 8400 для косозубых передач, МПа¹/².

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15 ... 20 % или больше в пределах 5 %, то ранее принятые параметры передачи при­нимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет.

Силы в зацеплении(рис. 2.7):

окружная

радиальная

(для стандартного угла — 20° = 0,364);

осевая

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса

 

в зубьях шестерни

Значения коэффициента , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в за­висимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по табл. 2.10.

Для внутреннего зацепления:

z.....................................................40 50 63 71

Y_FS................................................4,02 3,88 3,80 3,75

 

Значение коэффициента Y_β, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле (β в градусах):

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для прямозубых передач: = 1; = 1 — при степени точности 8,9; = 0,8 — при степени точности 5 ... 7.

Для косозубых передач = 0,65.