Расчет геометрических параметров зубчатых колес главной передачи

Рисунок 2.1 - Схема конической передачи.

Максимальный допустимый (по обеспечению дорожного просвета) начальный диаметр ведомого конического зубчатого колеса:

, где

h - величина дорожного просвета, из табличных данных принимается равной 296мм.

h - толщина стенки картера + зазор, принимаем 45 мм.

Конусное расстояние передачи:

,

где δ₂=arctgU_кон=arctg1,31=52,64^○

Обычно оркужной модуль:

.

Принимаем

Ширина зубчатых венцов:

Принимаем b=50 мм.

Кроме того, ширина венцов обычно не превышает значения:

, .

Определяем диаметр ведомого конического зубчатого колеса:

d (12,5…13,9) мм.

где - расчетный крутящий момент ведомого колеса, Н·м

d (12,5…13,9) = (262,5…291,9) мм.

Принимаем: d =290 мм.

Число зубьев шестерни :

мм.

Число зубьев колеса :

Принимаем:

Z₁=18

Z₂=24

Уточняем передаточное число конической передачи:

U_кон=24/18=1,33

Относительная погрешность:∆U_кон=(1,33-1,31)/1,31=1,8%

Средний угол наклона линии зуба определяется из выражения:

Угол делительного конуса ведущей шестерни:

Угол делительного конуса ведомого колеса:

Уточняем начальные диаметры:

Уточняем конусное расстояние передачи:

Средний модуль зацепления:

Средние делительные диаметры колёс:

,

.

4.3 Цилиндрическая косозубая передача

Максимальный допустимый (по обеспечению дорожного просвета) начальный диаметр ведомого цилиндрического зубчатого колеса:

, где

h - величина дорожного просвета, из табличных данных принимается равной 400мм.

h - толщина стенки картера + зазор, принимаем 35 мм.

.

Межосевое расстояние:

_,

мм.

Выбираем

Определим предварительно число зубьев шестерни

,

где - угол наклона линии зуба, принимаем

,

Предварительно принимаем z₁=21

Определим суммарное число зубьев передачи

Принимаем z =113

Определим действительное межосевое расстояние

мм

Принимаем =235мм

Определим угол β:

Определим число зубьев колеса

Определим действительное передаточное число главной передачи

Относительная погрешность: .

Диаметры зубчатых колес

Начальных окружностей:

Вершин зубьев:

Впадин зубьев:

Проверка

нца колес

Ширина колеса b должна удовлетворять условию:

Тогда

Ширина шестерни определяется по формуле:

4.4 Расчет показателей нагруженности деталей главной передачи

Расчет на прочность включает в себя определение коэффициента максимальной динамической нагрузки, максимальных напряжений и проверку прочности.

Коэффициент максимальной динамической нагрузки определяют по следующей формуле:

, где

- максимальный динамический момент;

- расчетный момент.

и определим для вала ведущей шестерни конической передачи.

, где

Исходя из этого определяем, что:

Параметр максимального контактного напряжения на активных поверхностях зубьев:

Рассчитаем значения всех величин, входящих в формулу.

Расчетная окружная сила для конического зубчатого колеса:

- средний делительный диаметр шестерни;

b_w=50мм.

Единичное контактное напряжение (коэффициент контактного напряжения) определяем по формуле:

Для определения коэффициента воспользуемся номограммой предварительно рассчитав коэффициенты торцевого и осевого перекрытий соответственно и .

Таким образом получаем

Коэффициент находим из соотношения , где учитывает повышение интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях у околополюсных участков вследствие меньшей суммарной деформации зубьев в средней фазе зацепления по сравнению с суммарной деформацией в начальной и конечной фазах; - учитывает неточность распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки определяется в зависимости от группы, к которой относится рассматриваемая зубчатая передача.

- приближенно определяют по графикам (рис. 3.26 [1]);

- коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев в процессе эксплуатации (табл. 3.2).

определяется исходя из окружной скорости, рассчитаем окружную скорость.

Коэффициент, зависящий от размеров зубчатого колеса выбирается с учетом того, что при

Исходя из этого определяем, что:

Максимальное контактное напряжение:

Условие достаточной контактной прочности активных поверхностей зубьев:

,

где - предельное контактное напряжение, при котором возможно повреждение активной поверхности зуба от однократного действия динамической нагрузки из табл. 3,5 [1]

Так как 1316,75<3610, то условие достаточной контактной прочности активных поверхностей зубьев обеспечивается.

Определим пробег машины на первой передаче до появления прогрессирующего выкрашивания активных поверхностей зубьев:

где R_Hlim– общий ресурс зубчатого колеса:

R_1H– ресурс зубчатого колеса по контактной усталости:

где U_в.к.– передаточное число трансмиссии на данной передаче;

ξ₁ – относительный пробег автомобиля на данной передаче;

К_ПН – коэффициент пробега для данной передачи;

а – число зацеплений одного зуба одной и той же стороной за один оборот вала зубчатого колеса.

Тогда:

.

Максимальное напряжение изгиба:

Производим расчет всех величин, входящих в данную формулу:

Определяем - коэффициент, учитывающий форму зуба

- коэффициенты, учитывающие параметры парного зубчатого колеса, угол профиля, радиус кривизны переходной кривой профиля зуба, перераспределение толщины зубьев:

для шестерни; для колеса (рис. 3.23 [1])

Для конической передачи рекомендуется принимать .

Для зубчатых передач, исходный контур которых удовлетворяет ГОСТ-13755-81 (, ), принимается

Коэффициент для конической передачи с непрямыми зубьями принимают равным значению , таким образом

Коэффициент принимают в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности: при степени точности 7 принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев в процессе эксплуатации (табл. 3.2)[1].

- для ведущего колеса;

- для ведомого

- коэффициент определяется в зависимости от модуля и диаметра зубчатого колеса. (табл.3.11).[1]

Нормальный средний модуль:

Условие достаточной прочности зуба при изгибе

,

где (табл. 3.5 [1])

; 373,97≤1755 (для шестерни)

; 326,98≤1755 (для колеса)

Условие достаточной прочности зуба при изгибе для пары зубчатых колес выполняется.

Определим пробег машины до усталостной поломки зуба:

где:

Тогда:

Заключение

В ходе выполнения конструкторско-технологической практики был собран материал по теме курсового проекта по специальности, ознакомился со структурой УГК, изучена конструкция центрального узла двойной разнесенной главной передачи, приведено описание работы данного узла, изложена методика расчёта проектируемого узла.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском: