Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет — проектный, второй — проверочный. Проектный выполняется по допускаемым контактным на­пряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В про­цессе проектного расчета выбирают ряд табличных величин и коэффициентов; результаты некото­рых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неод­нократно делать пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет.

Проектный расчет

Исходные данные:

схема редуктора; Т₁, Т₂, Нм; n₁, n₂, мин‾¹;

u_зп (табл.1.4.5); Т _mах /Т _nоm (табл. 7.1.1, с. 110);

[ σ ] _Н, [ σ ] _F, МПа (табл. 4.1.4);

[ σ ] _{Н mах 1(2)}, [ σ ] _{F mах 1(2)} , МПа (табл. 4.1.1).

4.2.1. Определить главный параметр — межосевое рас­стояние а_W, мм:

где: а) К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43, для прямозубых — К_а = 49,5;

б) ψ_а = b₂ /a_W — коэффициент ширины венца колеса, рав­ный 0,28…0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор;

в) и = и_зп — передаточное число редуктора;

г) Т₂ — вращающий момент на тихоходном валу, Нм;

д) [ σ ] _Н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) k_Нβ — коэффициент неравномерности распределения на­грузки по ширине венца, k_Нβ = f (НВ, расположения колес от­носительно опор, ψ_bd) (рис. 4.2.1а, б); ψ_bd — коэффициент ши­рины шестерни относительно ее диаметра, ψ _bd = b/d ₁ = f (НВ, расположения колес относительно опор) (табл. 4.2.1). Для прирабатывающихся зубьев k_Нβ =1;

ж) k _А — коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.3).

Таблица 4.2.1

Рекомендуемые значения коэффициента ψ _bd = b/d ₁

Расположение колес относительно опор	Твердость рабочих поверхностей зубьев
НВ1(2) ≤ 350	НВ1(2) > 350
Симметричное Несимметричное Консольное	0,8…1,4 0,6…1,2 0,3…0,4	0,4…0,9 0,3…0,6 0,2…0,25

а	б
в	г
д

Рис. 4.2.1. Графики для определения коэффициентов

неравномерно­сти распределения нагрузки по ширине венца:

а и б — при расчете контактной прочности зубьев k_Нβ; в и г — при расчете зубьев на изгиб k_Fβ; д — схемы редукторов

Полученное значение межосевого расстояния а_W округлить до ближайшего значения в соответствии с ГОСТ (табл. 4.2.2).

Таблица 4.2.2

Значения межосевых расстояний а_W

ГОСТ 2185—66

Ряд	Межосевое расстояние аW, мм
	40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630…
	71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710; 900…

Таблица 4.2.3

Значение коэффициента внешней динамической нагрузки k_a

ГОСТ 21354—87

Режим нагружения двигателя	Режим нагружения ведомой машины
	Равномерный С малой неравномерностью Со средней неравномерностью Со значительной неравномерностью	1,00 1,10 1,25 1,5	1,25 1,35 1,5 1,75	1,50 1,60 1,75 2,00	1,75 1,85 2,00 и выше 2,25 и выше

Характерные режимы нагружения двигателей:

1) равномерный — электродвигатели;

2) с малой неравномерностью — гидравлические двигатели;

3) со средней неравномерностью — многоцилиндровые ДВС;

4) со значительной неравномерностью — одноцилиндровые ДВС.

Характерные режимы нагружения ведомой машины:

1) равномерный — равномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры, легкие подъемники, вентиляторы и т. д.;

2) с малой неравномерностью — неравномерно работаю­щие ленточные, пластинчатые транспортеры, шестеренчатые и ротационные насосы, главные приводы станков, тяжелые подъемники, крановые механизмы, промышленные и руднич­ные вентиляторы, поршневые многоцилиндровые насосы, ста­ны холодной прокатки и т. д.;

3) со средней неравномерностью — мешалки для резины и пластмасс, легкие шаровые мельницы, деревообрабатывающие станки, одноцилиндровые поршневые насосы и т. д.;

4) со значительной неравномерностью — экскаваторы, черпалки, тяжелые шаровые мельницы, дробилки, буровые машины, брикетировочные прессы, станы горячей прокатки и т. д.

4.2.2. Определить модуль зацепления m, мм:

,

где а) К_m — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m = 5,8, для прямозубых К_m = 6,8;

б) — делительный диаметр колеса, мм;

в) b₂ = ψ_a a_W — ширина венца колеса, мм;

г) [ σ ] _F — допускаемое напряжение изгиба материала коле­са с менее прочным зубом, МПа (табл. 4.1.4).

Полученное значение модуля m округлить в большую сто­рону в соответствии с ГОСТ (табл. 4.2.4):

Таблица 4.2.4