Расчет геометрии зубчатых колес с помощью эвм

Расчет геометрических параметров зубчатых колес можно разбить на ряд локальных задач, оптимизирующих проектный расчет передачи:

1. Выбор материалов зубчатых колес и вычисление межосевого расстояния.

2. Расчет и оптимизация геометрии передачи по модулю зацепления и передаточному отношению.

На рис. 3 приведена блок- схема расчета геометрии передачи с оптимизацией параметров по модулю зацепления и передаточному отношению, обеспечивающих совпадение или наиболее близкое соответствие расчетных параметров стандартным значениям.

Пуск

Печать результатов

Останов

Ввод параметров передачи

Расчет

геометрических параметров

Выбор

модуля зацепления

Расчет

чисел зубьев передачи

Нет

Сравнение со стан-дартным u

Да

Банк

модулей зацепления

Уточнение передаточного числа u

Банк

передаточных чисел

Рис.3

4. Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи

4.1 Расчет на выносливость по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления зубчатой передачи выполняют для зубьев колеса, изготавливаемого из более мягкого материала, по формуле

(4.1)

Для расчета контактных напряжений по (4.1) сначала определяют окружную скорость в зацеплении по формуле

(4.2)

З атем устанавливают степень точности изготовления зубчатых колес. По ГОСТ 1643-72 для прямозубых колес при V5 м/с и косозубых – при V10 м/с назначают 8-ю степень точности; если V(10,20) м/с, назначают 7-ю степень точности.

Для прямозубых передач k_H=1. Для косозубых и шевронных передач коэффициент k_H уточняют по графикам на рис.4. Каждая ветвь графика соот- Рис.4

ветствует степени точности, обозначенной цифрой.

Коэффициент k_ на наиболее опасной для прочности колеса стадии приработки выбирают из табл.7. Коэффициент динамичности k_HV определяют по табл.8, используя окружную скорость и степень точности изготовления зубчатых колес.

Допускаемое напряжение на контактную выносливость уточняется по формуле

(4.3)

где z_R, z_V, k_L, k_xH учитывают соответственно шероховатость поверхности, окружную скорость в зацеплении, влияние смазки и размеров зубчатых колес.

Таблица № 7 /4/

	Твердость поверхностей зубьев
bd	 HB350			> HB 350
(b/dm1)	I	II	III	I	II	III
0.4	1.15	1.04	1.0	1.33	1.08	1.02
0.6	1.24	1.06	1.02	1.50	1.14	1.04
0.8	1.30	1.08	1.03	-	1.21	1.06
1.0	-	1.11	1.04	-	1.29	1.09
1.2	-	1.15	1.05	-	1.36	1.12
1.4	-	1.18	1.07	-	-	1.16
1.6	-	1.22	1.09	-	-	1.21
1.8	-	1.25	1.11	-	-	-
2.0	-	1.30	1.14	-	-	-
Примечание: I - для консольного расположения зубчатых колес относительно подшипниковых опор на валу; II - для несимметричного расположения ; III - для симметричного расположения.

Таблица № 8 /4/

		Окружная скорость v, м/с
Передача	Твердость	до 5	10	15	20
	зубьев	Степень точности
		8	8	7	7
Прямозубая	 HB 350	1.05	-	-	-
Прямозубая	> HB350	1.10	-	-	-
Косозубая	 HB 350	1.0	1.01	1.02	1.05
и шевронная	> HB350	1.0	1.05	1.07	1.10

Если колесо изготавливают по 7-й степени точности z_R=0.9, если по 8-й z_R=0.95-1. z_V=1, если V5м/с. При больших скоростях

z_V=0.85V^0.1. (4.4)

Для редуктора закрытого типа k_L=1. Колеса с диаметром d_a2700 имеют k_xH=1, при большем диаметре

(4.5)

Контактные напряжения _Н не должны превышать допускаемые более, чем на 5-6 %:

(4.6)

Недогрузка свыше 20% нецелесообразна по экономическим соображениям. Если эти условия не выполняются, изменяют материалы зубчатых колес или их геометрию. В первом случае из табл.3 и 4 выбирают более прочные материалы зубчатой пары и пересчитывают допускаемое напряжение _НР по формуле (4.3). Если поверхностная твердость этих материалов также возрастает, необходимо уточнить коэффициент нагрузки k_H по табл.7 и пересчитать контактное напряжение на зубьях колеса по (4.1).

Если при неудовлетворительной выносливости проектировщик желает изменить геометрию зубчатых колес целесообразно увеличить в первую очередь коэффициент ширины венца. В этом случае расчет повторяют, начиная с выбора нового межосевого расстояния.