Методические рекомендации к выполнению курсового проекта по курсу "Детали машин" Разде л (стр. 5 из 8)
Рассмотрим отдельно каждый из указанных расчетов.
6.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи
Для эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления геометрическим параметром передачи, в наибольшей степени влияющим на контактную прочность, является начальный диаметр шестерни dW1. В настоящем пособии формулы геометрического расчета приводятся для случая нулевой зубчатой передачи, т.е. для случая, когда суммарный коэффициент смещения xå = x1 + x2 = 0. У таких зубчатых передач начальные диаметры зубчатых колес равны делительным (dWi =di), поэтому формулы проектировочного расчета цилиндрической зубчатой передачи записываются относительно делительного диаметра шестерни рассматриваемой передачи d1, а при расчете конической передачи - относительно среднего делительного диаметра шестерни dm1.
Для цилиндрических передач расчетная формула имеет вид:
; (6.1)для конических передач:
. (6.2)Примечание. Напоминаем еще раз, что, как и ранее, в формулах (6.1) и (6.2) цифровые индексы свидетельствуют о том, что помечаемые ими параметры относятся либо к шестерне (индекс “1”), либо к колесу (индекс “2”), либо к передаче в целом (индекс “12”). При расчете зубчатых передач, в которых шестерня и колесо имеют другие номера, соответственным образом должны быть изменены индексы и в формулах (6.1), (6.2), и в последующих.
В формулах (6.1) и (6.2) обозначено:
Kd - коэффициент, принимаемый равным Kd = 770 для прямозубых цилиндрических и конических передач, и Kd = 675 - для косозубых цилиндрических передач, а также для конических передач с тангенциальными или круговыми зубьями;
Т1 - номинальный вращающий момент на валу шестерни, Н×м.
Рассчитывая двухпоточные редукторы, необходимо иметь в виду, что каждая из зубчатых передач той ступени редуктора, на которой происходит разделение потока мощности (1-я ступень схемы П, 2-я ступень схемы Ш и обе ступени схемы У в табл. 2.1), передает не весь вращающий момент с вала соответствующей шестерни, а лишь часть его. Обычно, с учетом неравномерности распределения мощности по потокам, такие зубчатые передачи рассчитывают на 60% мощности, а в формулу (6.1) подставляют 0,6Т1.
- вспомогательный параметр (коэффициент ширины зубчатого колеса). 
, где bW12 - рабочая ширина зубчатого венца. Для предварительного задания величины ybd можно использовать данные табл. 6.1.KHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца (коэффициент концентрации нагрузки). Рекомендации по его выбору приводятся на рис. 6.1.
В редукторах, проектируемых по соосной схеме (табл. 2.1, схемы 1У и У) межосевые расстояния первой и второй ступени одинаковые (aW12 = aW34), поэтому проектировочный расчет таких редукторов начинают не с первой ступени, а со второй, как более нагруженной. Геометрические и кинематические параметры зубчатых колес 1-й ступени рассчитывают, используя величину межосевого расстояния, определенного в результате проектировочного расчета 2-й ступени. Порядок такого расчета будет изложен ниже.
Таблица 6.1
| Номер схемы редуктора по табл.2.1 | Прирабатывающиеся колеса (НВ2 £ 350) | Неприрабатывающиеся колеса (НВ2 > 350) | ||
| ybd12 | ybd34 | ybd12 | ybd34 | |
| 1 | 1,0…1,1 | 0,85…0,9 | 0,65…0,75 | 0,55…0,6 |
| П | 0,8…0,9 | 1,15…1,2 | 0,55…0,6 | 0,75…0,8 |
| Ш | 1,2…1,4 | 0,6…0,7 | 0,8…0,95 | 0,4…0,45 |
| 1У, У | ³ 0,2 | 1,0…1,1 | ³ 0,2 | 0,65…0,75 |
| У1 | 0,6 | 0,85…0,9 | 0,4 | 0,55…0,6 |
6.2. Определение геометрических размеров и уточнение кинематических параметров передачи.
Для цилиндрических передач после определения величины d1 дальнейший расчет проводят в нижеследующей последовательности.
Определяют рабочую ширину венцов зубчатых колес bW12=ybd12× d1. Для колеса можно принять b2 = bW12, для шестерни: b1 = b2 + (2…5) мм.
Величина нормального модуля передачи из условия обеспечения изгибной прочности зубьев вычисляется по формуле:
,где: Km = 10 - для прямозубых колес;
Km = 8 - для косозубых колес.
Полученное значение модуля округляют до стандартного значения по ГОСТ 9563-80:
1-й ряд: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм,
2-й ряд: 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9 мм.
Для косозубых передач задаются углом наклона зубьев из интервала b =10…200. Для зубчатых колес раздвоенных ступеней редукторов, выполненных по развернутой схеме, и шевронных колес принимают b =300…400, что обеспечивает лучшую самоустанавливаемость зубчатых колес и бόльшую плавность их работы.
Рис.6.1
Примечание. Номера кривых на рис. 6.1 соответствуют номерам зубчатых передач на кинематических схемах редукторов, приведенных в табл. 2.1.
Для косозубых передач проверяют выполнение условия:
eb12³1,1 ,
где
- коэффициент осевого перекрытия.Если указанное условие не выполняется, можно увеличить угол b в пределах рекомендованного интервала. Для неприрабатывающихся колес и зубчатых колес 1-й ступени соосных редукторов условие eb ³ 1,1 может не выполняться.
Далее определяют число зубьев шестерни по формуле:
и округляют до целого числа.Для колес, нарезаемых без смещения исходного контура, должно быть z1 ³ z1 min, где
, ha* = 1,0.Здесь
- угол профиля. 
, a = 200.Если z1 < z1min, определяют величину коэффициента смещения исходного контура для исключения подреза зубьев при нарезании:
Для нулевой зубчатой передачи коэффициент смещения исходного контура колеса принимают х2 = -х1.
Определяют число зубьев колеса z2 = z1 × u12 и округляют до целого числа.
Примечание. Для более равномерного износа зубьев передачи целесообразно z1 и z2 назначать таким образом, чтобы они не имели общих множителей.
Определяют межосевое расстояние
.Полученное значение aW рекомендуется округлять до стандартного из ряда: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250…
или по ряду Rа 40: …80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 115, 120, 125, 130, и далее через 10 мм до 260 мм.
Уточняют угол наклона зубьев:
(точность вычисления cosb : 0,00001).Уточняют передаточное число u12 = z2/z1 и диаметры начальных окружностей зубчатых колес (с точностью до 0,01мм):