Детали машин. Методички к курсовому проекту / Ч1- ПРОЕКТИРОВ РАСЧЕТ

z округляют до целого числа z в меньшую сторону и уточняют фактическое значение угла (с точностью до 10 - 6) :

(диаметры, углы и др.) цилиндрических зубчатых передач приведены в подразделе 2.1 проверочного расчета (методические указания, часть II) или в [2, c.153]

5.2. Особенности расчета цилиндрических зубчатых передач

Для любой схемы (рис.4.1) двухступенчатых цилиндрических редукторов расчет следует начинать с тихоходной ступени.

5.2.1. Редуктор с раздвоенной ступенью

Наиболее рациональной и чаще встречающейся при раздвоении является схема с раздвоенной быстроходной ступенью (рис.5.1)

Тихоходную ступень (Т.ст.) выполняют прямозубой (для разгрузки подшипников от осевых сил), косозубой, а при больших нагрузках – шевронной. Для выравнивания нагрузки по раздвоенным потокам входной вал редуктора должен быть плавающим , а при шевронной Т.ст.–два плавающих вала: входной и промежуточный. При расчете параметров быстроходной

раздвоенной ступени коэффициенты ba

и bd выбирают из табл.4.1 для каждой (одной) половины раздвоенной ступени:

21

Это необходимо при определении KH 0 по табл.4.5.

При расчете aWБ по формуле (5.1) ba (а при расчете dW1Б по формуле (5.2) bd ) удваивается, так как обе половины ступени передают момент Т1:

Если при расчете получилось ba 0,16, то следует принять ba = 0,16.

5.2.3.Прямозубые колеса применяют при невысоких окружных

скоростях, в открытых, планетарных и реечных передачах, в коробках скоростей при необходимости осевого перемещения колес для переключении скорости.

5.2.4. Несмотря на то, что основным критерием работоспособности открытых и высокотвердых (Н 56 HRCЭ) закрытых передач является сопротивление зубьев изгибной усталости и, строго говоря, их проектировочный расчет следовало бы начинать с определения модуля по напряжениям изгиба F, однако в настоящее время их расчет выполняют по общей методике для зубчатых передач, т.е. начинают его с определения aW или dW1 по контактным напряжениям. При этом рекомендуют принимать большие значения модуля (по сравнению с менее твердыми закрытыми передачами), а также применять положительное смещение х1 у шестерни, что повышает изгибную прочность зубьев.

5.2.5. Для планетарных передач во всех формулах проектировочного и проверочного расчетов к расчетному моменту Т вводится сомножитель KC/nC,

22

где KC – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами:

KC = 1,1…1,2 – при наличии устройств для выравнивания нагрузки по сателлитам;

KC = 1,6…2 – при отсутствии выравнивания нагрузки ; nC – число сателлитов.

Коэффициент bd принимают равным : для улучшенных колес 0,7…0,5; для закаленных колес 0,5…0,3.

Рассматривая планетарную передачу как соосную, достаточно рассчитать aW или dW1 пары с внешним зацеплением (центральная шестерня – сателлит).

При этом коэффициент KH определяется по формуле (4.6), где выбирается из табл. 4.5 для консольной схемы 1 (рис.4.1).

В приложении (табл.П1) приведены формулы для определения передаточных отношений и КПД типовых схем планетарных передач.

5.2.6. При расчете прямозубой реечной передачи:

где bd = 0,4…0,6 (0,8) – меньшие значения при консольном расположении шестерни.

Коэффициент KH находят по формуле (4.6), где KH 0 принимают для консольных схем 1 или 2 (рис.4.1) из табл. 4.5.

5.2.7. Межосевое расстояние коробки скоростей следует определять: при Т2 – const по зубчатой паре с наибольшем u;

при Т2 – var по зубчатой паре с наибольшим Т2.

5.3 Конические зубчатые передачи

5.3.1. Согласно ГОСТ 12289 [6] предпочтительными для применения в редукторах являются колеса с круговыми зубьями, преимущественно со

средним углом наклона зубьев m = 350. Открытые передачи выполняют с прямыми зубьями.

Зубья обрабатывают на специальных станках для нарезания конических колес. Зубья круговой формы нарезаются методом обкатки, инструментом служит зуборезная головка со специальными резцами. Основными параметрами ее являются номинальный диаметр d0 и развод резцов W, которые регламентированы по ГОСТ 11902-66.

Зубья конических колес в осевом сечении выполняют трех форм (рис.5.3). Форма зуба I (пропорционально понижающиеся зубья) – вершины конусов делительного (начального) и впадин сходятся в общей точке О. Эта форма является основной для прямозубых и косозубых (тангенциальных)

колес. Ее применяют и для круговых зубьев при mmn 2 и zC = z12 + z22 25. Форма зуба II (понижающиеся зубья) – вершины конусов делительного О

23

-- шестерни 1 = 90 0- 2 ; 1 и 2 с точностью не ниже 10 .

5.3.9.Внешний окружной модуль

25

5.3.11 Формулы для определения других геометрических характеристик конических передач для всех трех осевых форм зуба приведены в [2, c.194], а для формы II также в [7, c.25].

5.3.12. Указания по расчету высокотвердых (Н 56 HRCЭ) закрытых, а также открытых конических передач такие же, как и для цилиндрических (см.

п.5.2.4): расчет начинают с определения de2 по контактным напряжениям.

5.4. Червячные передачи с цилиндрическими червяками

5.4.3.Число зубьев червячного колеса z2 в силовых передачах :

--минимальное 26…28 (для червяка ZI z2min = 17);

--оптимальное 32…63;

--максимальное 80.

Варьируя х в пределах 1, можно при заданных aW, m, q, изменять z2 в пределах 2, меняя тем самым фактическое передаточное число u = z2 / z1 от стандартного unom.

где aW - стандартное межосевое расстояние.

5.4.4.Проектировочный расчет червячных передач следует начинать

сопределения межосевого расстояния aW из условия сопротивления контактной усталости (заеданию) зубьев колеса [2, c.238], мм:

27

где KH = KH KHV - коэффициент нагрузки (см. п.4.4, с.19);

q – коэффициент диаметра червяка; следует принимать q 0,25z2 . Расчетное значение aW округляют в большую сторону по ГОСТ 2144. Модуль передачи m = 2 aW / (q + z2) и коэффициент диаметра червяка q

28

Примечание. Для передач с червячными колесами из материалов групп II и III следует принимать большее из двух в данном интервале значений f и .

6.СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления: Расчет на прочность / ГОСТ 21354-87.- М.: Издательство стандартов, 1988.-

125 с.

2.Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник.- 4-е изд. – М.: Машиностроение,

1989.- 496 с..

3.Машиностроение. Энциклопедия в 40 т. Т.IV-1: Детали машин. Конструкци онная прочность. Трение, износ, смазка / Под ред. Д.Н.Решетова.- М.: Машиностроение, 1995.- 864 с.

4. Жуков К.П., Гуревич Ю.Е. Проектирование деталей и узлов машин.- М.: Изд-во Станкин , 1999.- 615 с.

5.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 5-е

изд.- М.: Высш. шк., 1998.- 447 с.

6.Передачи зубчатые конические: Основные параметры / ГОСТ 12289-76.- М.:

Издательство стандартов, 1977.- с.

7.Пример выполнения пояснительной записки. Ч.1: Метод. указания к курсо вому проекту по дисциплине «Детали машин» для студентов машинострои тельных спец. всех форм обучения.- 2-е изд. / ННПИ; Сост.: А.А.Ульянов, Ю.П.Кисляков, Т.В.Ворошуха.- Н.Новгород, 1992.- 47 с.

8.Передачи червячные цилиндрические: Основные параметры /

ГОСТ 2144-93.- М.: Издательство стандартов, 199 . - с.

9. Иосилевич Г.Б. Детали мащин: Учебник.- М.: Машиностроение, 1988.- 368 с.

29