Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

Значения коэффициента ширины зубчатых колес Y_bd выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала и твердостью рабочих поверхностей зубьев.

 

Для наших условий (твердость поверхности зубьев меньше 350НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем значение Y_bd = 1,2. (стр.9 из [2])

 

Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.5.1Определяем предварительное значение начального диаметра шестерни по формуле:

 

 

где Кd - вспомогательный коэффициент (для шевронной передачи 675 МПа^1/3);(стр.10из[2])

КНВ определяется по графику на основании схемы передачи, Y_bd и твердости зубьев (равен 1,08).

 

dw1=675•

2.5.2 Находим нормальный модуль зацепления:

m = 0,0075*(4,18+1)*40=1,5 (мм).

m =1,5 (мм).

 

Чтобы для изготовления зубчатых колес можно было применить стандартный зуборезный инструмент, значение принятого нормального модуля должно соответствовать ГОСТ 9563-60.(стр. 10 из [2])

Принимать модуль меньше 1,5 нежелательно, т.к. существует опасность разрушения при перегрузках, снижение несущей способности передачи в результате износа.

 

2.5.3 Межосевое расстояние передачи определяем по формуле:

 

 

Для обеспечения технологичности корпуса а_w рекомендуется принимать равным ближайшему большему из следующих значений: 40,50,63,80,100,125,140,160,180,200,225,280,315,355,400мм.

 

а_w = (40/2)*(4,18+1)=102 (мм);

 

Следовательно, принимаем значение 125 мм.(стр. 12 из [2])

 

2.5.4 Суммарное число зубьев z равно:

 

z_сум = (2*125*0,866)/1,5 = 144;

 

2.5.5 Число зубьев шестерни равно:

z₁ = 144/4,18+1 = 28.

2.5.6 Число зубьев колеса равно:

z₂ = 144-28=116.

 

2.5.7 Фактическое значение передаточного числа вычисляем по формуле:

 

U_ф = 116/28=4,14.

 

2.5.8 Определяем действительный угол наклона зубьев в градусах и минутах:

β = arccos· (116*1,5+28*1,5)/(2*125)=30˚14’.

2.5.9 Находим начальные диаметры зубчатых колес:

d_w1 = (1,5*28) / 0,864 = 47 (мм).

d_w2 =(z₂*m) / соs β;

d_w2 = (1,5*116) / 0,864 = 201 (мм).

Проверка: a_w = (d_w1 + d_w2)/2 = 124 (мм). (2.15.)

 

У передачи без смещения начальные и делительные окружности совпадают, т.е. d_w1 = d₁ и d_w2 = d₂.

2.5.10 Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни:

 

d_a1 = 47+2*1,5=54 (мм).

d_a2 = d₂ +2*m;

d_a2 = 201+2*1,5=204 (мм).

 

Находим диаметры впадин зубьев:

 

d_f1 = 47 – 2,5*1,5 = 45 (мм).

d_f2 = (d₂-2,5*m);

d_f2 = 116 - 2,5*1,5= 192 (мм).

2.5.12 Определяем рабочую ширину зубчатого венца:

Рабочая ширина зубчатого венца равна ширине венца колеса.

b_w2 = 1.2*47 = 58,33» 60(мм).

 

Ширина венца шестерни принимаем на 2 ÷ 4 мм больше, чем венца колеса:

 

b_w2 = 60 + 3 = 63 (мм).

 

Определение окружной скорости зубчатых колес.

u = (3,14*47*720)/60000 = 1,8 (м/с)

Выбор степени точности зубчатых колес

Степень точности выбирается в зависимости от окружной скорости. Следовательно, для наших данных выбираем степень точности не ниже 9 (передача общего машиностроения).(стр. 13 из [2])

 

Проверочные расчеты зубчатой передачи