Як визначається ділильний діаметр зубчастого колеса?

Ділильний діаметр d=mz. Діаметр кола вершин зубів da=d+2ha=m(z+2). Діаметр кола западин зубів df=d-zhf=m(z-2,5).

Який повинен бути кут нахилу зуба для прямозубої передачі?

де b – кут нахилу зубців, для косозубих коліс приймають в межах 8…22°, а для шевронних до 30°. При розрахунку прямозубих коліс слід пам`ятати, що для них значення mt = mn, причому значення модуля рекомендують вибирати так, щоб Zc було б, по можливості, цілим числом. Кеш

Навіщо зубці на колесах?

Зу́бчасте ко́лесо (три́б, шестірня́, розм. шестерня́, коліща́) — основна деталь зубчастої передачі у вигляді диска з зубами на циліндричній або конічній поверхні, що входять в зачеплення із зубами іншого зубчастого елемента і призначена для передавання руху до цього зубчастого елемента або отримання руху від нього.

3.2 Розрахунок зубчастої циліндричної передачі (одноступінчастого редуктора з циліндричними прямо- зубчастими колесами)

3.2.1 Розрахунок основних параметрів зубчастого зачеплення з циліндричними колесами

Розглянемо розрахунок основних параметрів зубчастого зачеплення з циліндричними прямозубими колесами у наступній послідовності.

1) Вибираємо матеріал зубчастих коліс

Розрахунок закритих циліндричних передач (редукторів) виконують із умови опору контактної втоми зубців коліс і починають з вибору матеріалу і визначення допускних контактних напруг.

Переважні марки сталі для зубчастих коліс наведені у таблиці 2.

Таблиця 2  Марки сталі зубчастих коліс

Межа контактної втоми, _но

Цементація і гартування

Термічна обробка підвищує твердість зубців зубчастих коліс.

Для рівномірного зношування зубців і кращої їх припрацьованості твердість шестерні (HB₁) призначають більшою, ніж твердість колеса (HB₂) не менше, ніж на 15  20 одиниць для сталей марок 45 і 40Х і не менше 1  7 одиниць для сталей марок 35ХМ і 20ХН2М, тобто

НВ₁ = НВ₂ + (15  20) ; НRC­₁ = HRC₂ + (1  7) .

Чим вища твердість поверхні зубців, тим вищі допускні контактні напруги і менший розмір передачі. Тому для редукторів, до розміру яких не пред’являють високих вимог, слід застосовувати марки сталей типу 45 і 40Х, які коштують дешевше за інші.

Рекомендуємо для шестерні вибрати марку сталі 40Х з термообробкою – поліпшення, а для колеса – 45 з нормалізацією; прийняти твердість матеріалу колеса НВ₂ = 260; тоді НВ₁ = 280.

2) Визначаємо допускні контактні напруги [н] для шестерні і колеса за нижченаведеними формулами:

(1)

де  межа контактної втоми поверхні зубців.

Значення наведені у таблиці 2.

коефіцієнт запасу міцності, що дорівнює:

 для нормалізованих і поліпшених зубчастих коліс – 1,1;

 для коліс з поверхневим гартуванням зубців – 1,2;

K_HL  коефіцієнт довговічності (для редукторів з ресурсом 38000

годин K_HL = 1.)

Якщо у формулі (1) підставити визначені вище відповідні величини, то отримаємо значення величини контактних напруг для шестерні і колеса відповідно (розмірність МПа) :

3)Визначаємо допускні напруги на згин []_F за наступним виразом:

[]_F = 1,03 НВ ,

[]_F1 = 1,03  280 = 288,4 Н  мм -2 ;

[]_F2 = 1,03  260 = 267,8 Н  мм -2 .

4) Виконуємо розрахунок зубчастої редукторної передачі у два етапи: перший розрахунок проектний, другий – перевірковий.

Проектний розрахунок здійснюють за допускними контактними напругами з метою визначення геометричних параметрів зубчастих коліс редукторної пари.

Після визначення параметрів зачеплення виконують перевірковий розрахунок. Він проводиться за розрахунком на контактну витривалість і повинен підтвердити правильність вибору табличних величин і коефіцієнтів на стадії проведення проектного розрахунку.

Проектний розрахунок виконуються за наступним алгоритмом.

4.1) Визначаємо головний параметр зубчастої передачі – орієнтовне значення міжосьової відстані а_ з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

(2)

де k_a – коефіцієнт міжосьової відстані

(для прямозубих передач k_a = 495);

передатне число на даному етапі. Для даних заданого

прикладу: при ₁ = 104,7 с -1 , ₂ = 26,17 с -1 U = 4,001.

Стандарти (ГОСТ 2185-66 ) передбачають конкретні значення максимальних передатних відношень для кожної ступені циліндричної зубчатої передачі (таблиця 3).

Таблиця 3 – Передатні відношення u_н кожної ступені циліндричної зубчастої передачі