3.6. Разработка рабочего чертежа цилиндрического зубчатого колеса

Примеры простановки осевых размеров цилиндрических зубчатых колёс представлены на рис. 3.3. Если заготовку зубчатого колеса получают в штампах, то она поступает на механическую обработку с определённой толщиной диска. Поэтому на чертеже такого колеса указывается: С – толщина диска, полученная в заготовительной операции (штамповке); S – размер, связывающий систему размеров между необработанной и обработанной поверхностями детали.

Н а чертежах цилиндрических зубчатых колёс кроме прочих размеров указывают диаметры: d_a – вершин зубьев, d – отверстия, d_ст – ступицы.

На чертеже колеса с цилиндрическим отверстием и шпоночным пазом задают размер d + t₂. На ширину шпоночного паза задают поле допуска JS9.

Допуск цилиндричности посадочной поверхности назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений.

Допуск перпендикулярности торца задают, чтобы создать точную базу для подшипника качения, уменьшить перекос его колец и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца.

К роме изображения детали с разрезами, необходимыми размерами, предельными отклонениями размеров, параметрами шероховатости и других сведений в правом верхнем углу поля чертежа приводят таблицу параметров зубчатого колеса (рис. 3.4).

Таблица параметров цилиндрических зубчатых колёс выполняется в соответствии с ГОСТ 2.403-75 и состоит из трёх частей, отделенных друг от друга сплошными основными линиями. В первой части таблицы приводят данные для нарезания зубьев колёс: модуль m_n; число зубьев z; угол наклона зуба ; направление линии зуба – правое, левое; нормальный исходный контур со ссылкой на ГОСТ 13755-81; коэффициент смещения x; вид сопряжения и степень точности.

во второй – данные для контроля. В третьей – справочные данные: делительный диаметр d и обозначение чертежа сопряженного колеса. Неиспользуемые строки исключают или ставят прочерк. Пример выполнения таблицы параметров зубчатого венца прямозубого колеса представлен на рис. 3.4.

3.7. Пример выполнения расчётно-проектного задания. Расчёт цилиндрической передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу ведущей звёздочки Т₄ = 137992 Н×мм.

Число оборотов на валу ведущей звёздочки n₄ = 116 об/мин.

Передаточное число цилиндрической передачи u_ц = 4.

Срок службы привода L_h = 29784 часов.

Выбор материалов для изготовления цилиндрической 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 N₂ >N₀, то принимаем К_HL=1.

S_H = 1,1 – коэффициент безопасности.

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где σ_F01,σ_F02 – 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_F0 = 5∙10⁶ – базовое число циклов, т.к. N₂> N_F0, то ;

S_F = 1,75 – коэффициент безопасности.

МПа,

МПа.

Расчёт зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности

где К_Н = 1,4 – коэффициент расчётной нагрузки,

ψ_а = 0,4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

мм.

Принимаем а_w = 160 мм.

Модуль зацепления мм.

Принимаем модуль по стандарту мм.

Числа зубьев:

суммарное z_Σ = ;

шестерни z₁ = ;

колеса .

Фактическое передаточное число:

.

Отклонение передаточного числа от стандартного:

.

Геометрические размеры зацепления:

 диаметры делительных окружностей, мм:

;

;

• диаметры окружностей вершин, мм:

;

;

• диаметры окружностей впадин, мм:

;

;

• ширина зубчатого венца колеса мм;

• ширина шестерни мм;

• фактическое межосевое расстояние мм.

Проверочный расчет

Окружная скорость, м/с:

.

Степень точности изготовления передачи 9.

Определяем коэффициенты расчётной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:

,

.

Определяем коэффициенты динамичности нагрузки по таблице 3.6 , , коэффициенты концентрации нагрузки для прирабатывающихся колёс принимаем , .

для прямозубых передач и .

Так как фактический коэффициент расчётной нагрузки при расчете по контактным напряжениям , принятого в проектном расчёте, то проверка по контактным напряжениям не требуется.

Силы, действующие в зацеплении, Н:

• окружная сила

;

• радиальная сила

;

• полная сила

.

Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба

Проверку проводим для того из колёс, для которого будет меньше отношение , где Y_F – коэффициент формы зуба. Коэффициент формы зуба определяем по таблице 3.7.

Для шестерни Y_F1 = 4,025, .

Для колеса Y_F2= 3,604, .

Проверку зубьев на прочность по напряжениям изгиба проводим для зубьев колеса.

σ_F2 = .

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

Конструирование зубчатого колеса

размеры колеса, полученные в проектном расчёте: диаметр вершин зубьев мм, ширина колеса мм и нормальный модуль мм.

Толщина обода, мм: .

Принимаем мм.

Толщина диска, мм: .

Принимаем мм.

Внутренний диаметр ступицы (в данной работе определяем ориентировочно), мм:

.

Принимаем мм.

Наружный диаметр ступицы, мм:

.

Принимаем мм.

Длина ступицы, мм:

.

Радиусы закруглений принимаем R = 6 мм и уклоны -   7^o.

Размеры фасок принимаем по таблице 3.8.

Для внутреннего диаметра ступицы мм из таблицы 2.7 выбираем ширину шпоночного паза b = 14 мм и глубину шпоночного паза в ступице t₂= 3,8 мм.