Определение конструктивных элементов конического колеса

Размеры колеса, полученные ранее: d _{ae 2}; R_e; m_e, b.

Посадочный диаметр, мм:

,

где [t] = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

Полученное значение посадочного диаметра округлить до ближайшего большего значения из ряда нормальных линейных размеров.

Толщина обода, мм: .

Ширина обода, мм: .

Наружный диаметр ступицы, мм: .

Длина ступицы, мм: .

Толщина диска, мм: .

Радиусы закруглений R ≥1 мм

Размер а принимается равным 1…2 мм.

Размер K принимается конструктивно.

Фаску на торцах зубьев выполняют параллельно оси отверстия колеса размером .

4.4. Разработка рабочего чертежа конического зубчатого колеса

На чертеже конического колеса ставят следующие осевые размеры (рис. 4.2):

Ц₁ – цепочный, определяющий положение вершины делительного конуса колеса;

Ц₂ – цепочный, определяющий величину осевого зазора в комплекте вала с подшипниками;

b – ширина зубчатого венца;

а₁ – размер, координирующий положение венца относительно ступицы;

а₂, а₃ – размеры углублений;

а₄ – размер, координирующий осевое положение зуба относительно ступицы колеса;

Г – габаритный размер.

Кроме осевых размеров на чертеже конического колеса приводят следующие размеры зубчатого венца: внешние диаметры  и ; угол d_а конуса вершин зубьев; угол делительного конуса; угол  внешнего делительного конуса.

Звёздочкой обозначают размеры для справок.

Допуски формы и взаимного расположения поверхностей конических зубчатых колёс определяют так же, как и для цилиндрических.

Таблица параметров для конических зубчатых колёс по форме и размерам такая же, как и для цилиндрических. Пример заполненной таблицы приведен в правом верхнем углу рабочего чертежа конического колеса (рис. 4.8).

В первой части таблицы приводят:

- внешний модуль m_e для прямозубого колеса;

- средний нормальный модуль m_n для колёс с круговыми зубьями;

- число зубьев z;

- тип зуба: «Прямой», «Круговой»;

- осевую форму зуба (I, II, или III) по ГОСТ 19325-73 для колёс с прямыми зубьями;

- средний угол наклона зуба b _n для колёс с круговыми зубьями;

- направление линии зуба (правое, левое) для колёс с круговыми зубьями;

- исходный контур по ГОСТ 13754-81 для колёс с прямыми зубьями;

- исходный контур по ГОСТ 16202-81 для колёс с круговыми зубьями;

- коэффициент смещения с соответствующим знаком: внешний окружной x_e для колёс с прямыми зубьями, средний нормальный x_n для колёс с круговыми зубьями (при отсутствии смещения в графе проставляют 0);

- коэффициент изменения толщины зуба x _t с соответствующим знаком (при отсутствии изменения расчётной толщины в графе проставляют 0);

- угол делительного конуса d;

- номинальный диаметр d ₀ зуборезной головки для зубчатого колеса с круговыми зубьями;

- степень точности, вид сопряжения и обозначение стандарта на нормы точности по ГОСТ 1758-81.

Вторую часть таблицы – одну - две строки оставляют свободной.

В третьей части таблицы приводят:

- межосевой угол передачи S;

- средний модуль m_m для колеса с прямыми зубьями;

- внешний окружной модуль m_te для колеса с круговыми зубьями;

- внешнее и среднее конусные расстояния;

- средний делительный диаметр d;

- угол конуса впадин d _I;

- внешнюю высоту h_e зуба;

- обозначение чертежа сопряженного колеса.

 

4.5. Пример выполнения расчетно-проектного задания

Расчет конической передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу конического колеса Т ₃ = 35924 Н×мм.

Число оборотов промежуточного вала редуктора n ₃ = 464 об/мин.

Передаточное число конической передачи u _к = 3,15.

Срок службы привода L_h = 29784 часов.

Выбор материалов для изготовления конической зубчатой передачи:

- шестерня – Сталь 45, термообработка - улучшение до твёрдости 235…260 НВ;

- колесо – Сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 180…205 НВ.

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого.

,

где МПа, предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения;

- коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряже­ниям;

N₀ = 10⁷ – базовое число циклов нагружения;

 - расчётное число циклов нагружения зубьев колеса. Так как N ₂ > N _{Н 0}, то принимаем К _HL = 1;

S_H = 1,1 – коэффициент безопасности.

 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где σ _{F 01}, σ_{F 02} – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни и колеса, соответственно;

 МПа;

 МПа.

 - коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба.

N _{F 0} = 5∙10⁶ – базовое число циклов, т.к. N ₂ > N _{F 0}, то .

S_F = 1,75 – коэффициент безопасности.

 МПа,

 МПа.

Определение внешнего делительного диаметра колеса d_e, мм:

,

где K_{H b} –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, с прирабатывающимисяпрямыми зубьями K_{H b}= 1; u _Z – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс, для прямозубых колёс u _Z=1.

 мм.

Принимаем  мм.

Определяем углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

,

.

Определяем внешнее конусное расстояния R_e, мм:

.

Определение ширины зубчатого венца b, мм:

,

где y _R = 0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца.

 мм.

Определяем внешний окружной модуль зацепления, мм:

.

Назначаем m_е=2,5 мм.

Определяем числа зубьев.

Число зубьев колеса:

Число зубьев шестерни: .

Фактическое передаточное число:

.

Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины:

.

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

,

.

Геометрические параметры зацепления, мм:

делительный диаметр шестерни ;

диаметры окружностей выступов:

шестерни ,

колеса ;

диаметры окружностей впадин:

шестерни ,

колеса .

Определим средний окружной модуль, мм:

Определяем средние делительные диаметры шестерни d_m1 и колеса d_m2, мм:

,

.

Проверочный расчёт.

Определяем окружную скорость, м/c:

.

По окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

Определяем коэффициенты расчётной нагрузки.

Коэффициенты K_{F a} и K_{H a}, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, для прямозубой передачи принимаем: K_{F a}= K_{H a}= 1.

По степени точности и окружной скорости по таблице 3.6 определяем коэффициенты динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям K_Hv= 1,128 и напряжениям изгиба K_Fv= 1,308.

Коэффициенты K_{F b} и K_{H b}, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прямозубой передачи принимаем: K_{H b}= K_{F b} = 1.

,

.

Окружная сила, действующая в зацеплении, Н:

.

Проверка по контактным напряжениям s _H, МПа:

.

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

,

.

Коэффициент формы зуба шестерни Y_F1= 4,07и колеса - Y_F2= 3,63.

Проверка прочности зубьев колеса и зубьев шестерни по напряжениям изгиба. Условия прочности:

,

,

где Y _b= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев; u _F – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс, для прямозубых колёс u _F= 0,85.

,

.

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

 

Определение конструктивных элементов конического колеса.

Размеры колеса, полученные ранее, мм: d _{ae 2} =161,49; R_e =83,94; m_e =2,5 b =24.

Посадочный диаметр, мм:

,

где [ t ]= 25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

Толщина обода, мм: .

Ширина обода, мм: .

Наружный диаметр ступицы, мм: .

Длина ступицы, мм: .

Принимаем  мм.

Толщина диска, мм: .

Принимаем толщину диска  мм.

Радиусы закруглений принимаем R =1 мм

Принимаем размеры: а = 2 мм и K =4 мм.

Размер фаски  мм.