Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач

По полученному значению аw принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм): 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (224); 250; (280); 315; (355); 400 (значения в скобках менее предпочтительны).

. Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса <350НВ m=(0,01…0,02)аw; при твердости зубьев шестерни >45 HRC и колеса <350НВ m=(0,0125…0,025)аw; при твердости зубьев шестерни и колеса > 350 НВ m=(0,016…0,0315)аw.

По ГОСТ 9563-80* принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм): 1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 2,5; (2,75); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).

Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный модуль mn.

Определение суммарного числа зубьев

Для прямозубых передач zΣ= z1+z2=2аw/m; для косозубых и шевронных zΣ= z1+ z2=2аwсоsβ / mn, где β – угол наклона зубьев. Для косозубых передач β=8…18º, для шевронных β=25…40º.

Определение чисел зубьев шестерни и колеса

z1= zΣ/(i +1); z2=zΣ - z1,

при этом z1>zmin=17cos3β.

По округленным до целых значениям чисел зубьев уточняется передаточное отношение i= z2/z1. Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать +2,5%.

Проверка межосевого расстояния

Для прямозубых колес аw=0,5(z1+z2)m, для косозубых и шевронных аw=0,5(z1+z2)mn/cosβ. Если полученное значение аw не соответствует ранее принятому стандартному, расхождение устраняется изменением угла наклона зубьев

сosβ=0,5(z1+ z2)mn/ аw,

где аw – стандартное значение.

Вычисление сosβ производится с точностью до пяти значащих цифр. Действительный угол наклона зубьев β при этом определяется с точностью до 1секунды. Рекомендуется проверить расчеты, определив

d1=z1mn/cos β; d2=z2mn/cos β

c точностью до сотых долей миллиметра и убедиться, что расчетное межосевое расстояние 0,5(d1+ d2)= аw соответствует принятому ранее.

Проверка значения ψba

Если принятое ранее значение ψba<0,4, должно выполняться условие ψba>2,5mn/(awsinβ).

Ширина зубчатого венца колеса b2=ψbaaw, шестерни

b1= b2+(5…10)мм с последующим округлением до целых значений.

. Проверка правильности принятых ранее значений размеровзаготовок

Диаметр заготовки для шестерни

dзаг1≈ dа1+(5…10)мм;

ширина заготовки для зубчатого колеса bзаг2= b2+5мм; толщина заготовки для обода колеса sзаг2=5mn+(7…10)мм. Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее по табл.1.

Определение окружной скорости в зацеплении

v=πd1·n1/(60·1000), м/с.

Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости (табл.5)

Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 5

Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81

Уточнение коэффициента нагрузки

Кн= Кнα· Кнβ· Кнυ, (9)

где Кнα=1 – для прямозубых передач; для непрямозубых см. табл.6.

Таблица 6

Значение коэффициента Кнα для непрямозубых колес

Другие статьи по теме

Разработка настенного поворотного крана
Грузоподъёмная машина предназначена для перемещения по вертикали и передачи грузов из одной точки в другую при помощи обслуживающей машины. Грузоподъёмные механизмы работают периодически, чередуя рабочее движение – перемещение гр ...

Тепловой расчёт турбины ПТ-25-9011
Начальные параметры пара этой турбины 90 атм. и 545°С, давление первого отбора 11 атм., давление второго отбора 1,1 атм. Номинальная мощность турбины 25000 квт, но при номинальных параметрах свежего пара и при номинальных расходах ...