Методички / Курсовое проектирование деталей машин
.pdfz2 25 3,55 88,75.
Принято z2 89. Уточнено передаточное число: u = z2/z1 = 89/25 = 3,56.
3)Геометрические параметры. Внешний торцовый модуль – формула
(72):
mte 200 / 89 2,25мм.
Внешнее конусное расстояние – формула (73):
R |
200 |
1 |
1 |
103,87мм. |
|
|
|||
e |
2 |
|
3,562 |
|
|
|
|
Ширина венца: Принято b = 30 мм по ГОСТ 6636
(Прил. В). Угол при вершине делительного конуса шестерни - формула (76):
δ1 arctg 25 / 89 15,69 15 41 .
Угол при вершине делительного конуса колеса:
δ2 90 15,69 74,31 74 19 .
Средний торцовый модуль – формула (75):
mtm 2,25 30 sin15,69 / 25 1,93мм.
Среднее конусное расстояние – формула (78):
Rm 103,87 0,5 30 88,87мм.
Внешний делительный диаметр шестерни – формула (79):
de1 2,25 25 56,25мм.
Средние делительные диаметры – формула (80):
dm1 1,93 25 48,25мм; dm2 1,93 89 171,77мм.
Внешние диаметры вершин – формула (81):
dae1 56,25 2 2,25 cos15,69 60,58мм; dae2 200 2 2,25 cos 74,31 201,22мм.
Внешние диаметры впадин – формула (82):
d
d
fe1
fe2
56,25 2,2 2,25 cos15,69 51,48мм;
200 2,2 2,25 cos 74,31 198,66мм.
Внешняя высота головки зуба – формула (83): hae mte 2,25мм.
Внешняя высота ножки зуба – формула (84):
hfe 1,2 mte 1,2 2,25 2,7мм.
Внешняя высота зуба – формула (85): he 2,2 mte 2,2 2,25 4,95мм.
Угол головки зубьев – формула (86): |
θa arctg |
2,25 |
|
1,24 1 14 . |
|||||
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
103,87 |
|
|||
Угол ножек зубьев – формула (87): θ f |
arctg |
|
2,7 |
1,49 1 29 . |
|||||
|
|
|
|||||||
|
|
|
|||||||
|
|
|
103,87 |
|
|
|
|||
Углы конусов вершин – формула (88): |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
δa1 15 41 |
1 14 |
16 55 ; δa2 |
74 19 |
1 14 |
75 33 . |
Углы конусов впадин – формула (89):
δ f 1 15 41 1 29 14 12 ; δ f 2 74 19 1 29 72 50 .
Расчётные базовые расстояния – формула (90):
B1 0,5 56,25 2,25 sin15,69 27,52мм;
B2 0,5 200 2,25 sin 74,31 97,83мм.
4)Проверка по контактным напряжениям. Окружная скорость колёс
=π·48,25·2895/60000 = 7,31 м/с. Окончательно принята 8-я степень точности из-
готовления колёс [11]. Уточнены коэффициенты нагрузки: при ψbd = 30/48,25 =
0,62 и консольном расположении колёс KH = 1,4; KFβ = 1,62; при v < 10 м/с KHv =
1,45; KFv = 1,05 [11]. Рабочее контактное напряжение – формула (92):
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
, , |
, |
|
|
|
|||
H |
|
|
|
|
|
МПа [610МПа] . |
||||||
, |
|
|
, |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Вывод. Контактная прочность достаточна. |
|
|
|||||||||
|
Окружное усилие – формула (93): Ft 2 24900 / 48,25 1032H. |
|||||||||||
|
Радиальное усилие на шестерне – формула (94): |
|||||||||||
|
|
|
|
|
Fr 1= Fa2 = 1032·tg20º·cos15,69º = 362 Н. |
|||||||
|
Осевое усилие на шестерне – формула (95): |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
Fa 1= Fr2 =918·tg20º·sin15,69º = 102 Н. |
||||||
|
Эквивалентные числа зубьев – формула (96) и коэффициенты формы зуба: |
|||||||||||
|
|
|
zvt1 z1 |
/ cosδ1 25 / cos15,69 26; |
|
YF1 = 3,88 (табл. 11); |
||||||
|
|
|
zvt 2 |
z2 |
/ cosδ2 89 / cos 74,31 329. |
YF2 = 3,61 (табл. 11). |
Рабочее изгибное напряжение шестерни:
F1 = 3,88·1032· 1,62·1,05 /(30·1,93) = 118 МПа < [400 МПа].
Рабочее изгибное напряжение колеса:
F2 = 118·3,61/3,88 = 110 МПа < [255 МПа].
Вывод. Изгибная прочность достаточна.
На основании расчётов составлена сводная таблица параметров (образец в табл. 17).
|
Таблица 17 |
||
Параметры конической зубчатой передачи |
|
||
|
|
|
|
|
Величины |
||
Параметры |
|
|
|
Шестерня |
|
Колесо |
|
|
|
|
|
Мощность Р, кВт |
7,55 |
|
7,17 |
|
|
|
|
Частота вращения n, об/мин |
2895 |
|
815,5 |
|
|
|
|
Вращающий момент Т, Н·м |
24,9 |
|
84 |
|
|
|
|
Материалы: сталь |
40Х |
|
40Х |
|
|
|
|
Термообработка |
Ул+ТВЧ |
Улучш. |
|
|
|
|
|
Внешнее конусное расстояние Re , мм |
103,87 |
||
|
|
|
|
Внешний окружной модуль mt, мм |
2,25 |
|
|
|
|
|
|
Средний окружной модуль mtm, мм |
1,93 |
|
|
|
|
|
|
Число зубьев z |
25 |
|
89 |
|
|
|
|
Передаточное число u |
3,56 |
|
|
|
|
|
|
Угол наклона β |
0 |
|
|
|
|
|
|
Ширина венца b, мм |
30 |
|
|
|
|
|
|
Внешний делительный диаметр de, мм |
56,25 |
|
200 |
|
|
|
|
Средний делительный диаметр dm, мм |
48,25 |
|
171,77 |
|
|
|
|
Внешний диаметр вершин dae, мм |
60,58 |
|
201,22 |
|
|
|
|
Угол при вершине делительного конуса δ |
15º41ʹ |
|
74º19ʹ |
|
|
|
|
Угол головки θa |
1º14ʹ |
|
|
|
|
|
|
Угол конуса вершин δa |
16º55ʹ |
|
75º33ʹ |
|
|
|
|
Окружное усилие в зацеплении Ft, H |
1032 |
|
|
|
|
|
|
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H |
362 |
|
102 |
|
|
|
|
|
|
Осевое усилие в зацеплении Fa, H |
102 |
|
362 |
|
|
|
|
|
|
Рабочее контактное напряжение H , МПа |
|
568 |
||
|
|
|
|
|
Допускаемое контактное напряжение [ H ], МПа |
|
610 |
||
|
|
|
|
|
Рабочее изгибное напряжение F , МПа |
118 |
|
110 |
|
|
|
|
|
|
Допускаемое изгибное напряжение [ F ], МПа |
400 |
|
255 |
|
|
|
|
|
|
Пример 10. Выполнить расчёт на ЭВМ конической зубчатой передачи по исходным данным примера 9: вращающие моменты на валах T1 24,9Н м,
T2 84Н м; частота вращения быстроходного вала n1 2895 об/мин; передаточ-
ное число u = 3,55; материал шестерни - сталь 40Х улучшенная с закалкой ТВЧ;
материал колеса - сталь 40Х улучшенная; коэффициенты долговечности
K HД1 = K HД 2 =1, K FД1 = K FД 2 =1. Недостающими данными задаться.
Решение.
Расчёты выполнены в компьютерной системе APM WINMACHINE (модуль
TRANS – трансмиссия). Распечатка компьютерных данных приведена на рис. 17.
Передача : |
|
Коническая прямозубая |
|
||
Тип расчета : |
|
Проектировочный |
|
||
|
Основные данные |
|
|
|
|
Стандарт |
|
|
|
ГОСТ |
|
Исходный контур |
|
|
|
|
|
Рабочий режим передачи |
|
|
Постоянный |
|
|
Термообработка колес |
|
|
|
|
|
Шестерня |
|
|
|
Закалка |
|
Колесо |
|
|
Улучшение |
|
|
Тип опоры вала шестерни |
|
|
Не выбран |
|
|
Нереверсивная передача |
|
|
|
|
|
Момент вращения на ведомом валу, Нм |
|
84.00 |
|
||
Частота вращения ведомого вала, об./мин. |
|
815.50 |
|
||
Передаточное число |
|
|
3.55 |
|
|
Ресурс, час |
|
|
16000.00 |
|
|
Таблица 1 . Основная геометрия |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Шестерня |
|
Колесо |
Едини- |
|
|
|
|
|
цы |
Число зубьев |
z |
23 |
|
82 |
- |
Средний угол наклона линии зубьев |
|
|
0.000 |
град. |
|
Внешний делительный диаметр |
de |
66.129 |
|
235.765 |
мм |
Средний делительный диаметр |
d |
59.278 |
|
211.338 |
мм |
Коэффициент смещения |
x |
0.000 |
|
0.000 |
- |
Угол делительного конуса |
δ |
15.668 |
|
74.332 |
град. |
|
|
|
|
|
|
Средний окружной модуль |
m |
|
2.577 |
мм |
|
Внешний окружной модуль |
me |
|
3.000 |
мм |
|
Внешнее конусное расстояние |
Re |
|
127.747 |
мм |
|
Среднее конусное расстояние |
R |
|
109.747 |
мм |
|
Ширина зубчатого венца |
b |
|
36.000 |
мм |
|
Таблица 2 . Свойства материалов |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Шестерня |
|
Колесо |
Едини- |
|
|
|
|
|
цы |
Допускаемые напряжения изгиба |
Fa |
352.941 |
|
285.882 |
МПа |
Допускаемые контактные напряже- |
Ha |
|
554.545 |
МПа |
|
ния |
|
|
|
|
|
Твёрдость рабочих поверхностей |
- |
50.000 |
|
27.000 |
HRC |
Действующие напряжения изгиба |
Fr |
106.880 |
|
98.237 |
МПа |
Действующие контактные напря- |
Hr |
|
496.338 |
МПа |
|
жения |
|
|
|
|
|
Таблица 3 . Силы |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Шестерня |
|
Колесо |
Едини- |
|
|
|
|
|
цы |
Тангенциальная сила |
Ft |
|
794.936 |
Н |
|
Расстояние от торца колеса до |
L |
|
18.000 |
мм |
|
точки приложения силы |
|
|
|
|
|
Плечо приложения равнодействую- |
R |
|
29.639 |
мм |
|
щей силы |
|
|
|
|
|
Осевая сила |
Fa |
78.145 |
|
0.000 |
Н |
Радиальная сила |
Fr |
278.605 |
|
0.000 |
Н |
Таблица 4 . Геометрические параметры |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Шестерня |
|
Колесо |
Едини- |
|
|
|
|
|
цы |
Внешний диаметр вершин |
dae |
71.906 |
|
237.386 |
мм |
Внешняя высота головки зубьев |
hae |
3.000 |
|
3.000 |
мм |
Внешняя высота ножки зубьев |
hfe |
3.750 |
|
3.750 |
мм |
Внешняя высота зубьев |
|
he |
6.750 |
|
6.750 |
мм |
Внешняя толщина зубьев |
|
se |
4.712 |
|
4.712 |
мм |
Угол головки зубьев |
|
θa |
1.681 |
|
1.681 |
град. |
Угол ножки зубьев |
|
θf |
1.681 |
|
1.681 |
град. |
Угол конуса вершин |
|
δa |
17.350 |
|
76.013 |
град. |
Угол конуса впадин |
|
δf |
13.987 |
|
72.650 |
град. |
Расстояние от вершины конуса до |
|
B |
117.073 |
|
30.176 |
мм |
плоскости вершин зубьев |
|
|
|
|
|
|
Таблица 5 . Проверка качества зацепления |
|
|
|
|
|
|
Коэффициент торцевого перекры- |
|
|
1.767 |
|
- |
|
тия |
|
|
|
|
|
|
Коэффициент осевого перекрытия |
|
|
0.000 |
|
- |
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент перекрытия |
|
|
1.767 |
|
- |
Рис. 17. Распечатка параметров конической передачи
14.РАСЧЁТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Вчервячной передаче, которая по конструкции и работе аналогична винто-
вой, начальные цилиндры не перекатываются друг по другу, как в цилиндриче-
ской зубчатой передаче, а скользят друг относительно друга. С этим связаны ха-
рактерные виды отказов (износ, задир), низкий КПД и необходимость применения
антифрикционных пар червяк–колесо. При этом червяк, выполняемый обычно заодно с валом и являющийся валом, изготавливают из стали, а червячные колёса
– из антифрикционных материалов (бронза, латунь).
Наиболее распространённые архимедовы червяки имеет стандартный угол профиля = 20°; они могут быть нарезаны на обычных токарных и резьбофре-
зерных станках, однако шлифовать их трудно, так как требуются специальные шлифовальные круги фасонного профиля. Поэтому архимедовы червяки изготов-
ляют в основном с нешлифованными витками при H1 350 НВ. Для высокотвер-
дых шлифуемых витков (Н > 45 HRC) применяют эвольвентные червяки.
Червячные колёса изготовляют преимущественно из бронзы, реже из чугу-
на. Лучший материал по антифрикционным свойствам — оловянистые бронзы
(БрО10Ф1, БрО5Ц5С5 и др.), составляющие I группу материалов. В целях эконо-
мии дорогих материалов червячное колесо делают составным: центр — из литья чёрных металлов, венец — из антифрикционного материала.
Безоловянистые бронзы (БрА9Ж4Л, БрА10Ж4Н4Л и др.) - II группа матери-
алов. Они значительно дешевле оловянистых, имеют высокие механические ха-
рактеристики, но их антифрикционные свойства хуже, поэтому их применяют при скорости скольжения vs ≤ 8 м/с. Чугуны составляют III группу материалов.
Расчёт червячной передачи ведут по червячному колесу - слабому звену.
Материалы и допускаемые напряжения червячных передач с архимедовым червяком принимают по учебному пособию [11]. Они удовлетворяют основным
критериям работоспособности и расчёта – контактной и изгибной прочно-
сти. Допускаемые изгибные напряжения [σ0F] соответствуют нереверсивной ра-
боте (вращение в одном направлении), [σ-1F] – реверсивной. Приведенные в табл. 4.8 [11] допускаемые напряжения умножают на коэффициент долговечности. Для
оловянистых бронз коэффициент долговечности по контактной выносливости определяют по формуле:
K HL |
8 |
107 |
, |
(100) |
|
N |
|||||
|
|
|
|
где N – число циклов нагружения - формула (20).
При реверсивной нагрузке с одинаковым временем работы в обоих направ-
лениях рассчитанное значение N делят на два. В расчёт принимают значения,
находящиеся в пределах
0,67 KHL 1,15 .
Коэффициент долговечности по изгибу рассчитывают по формуле:
K FL 9 |
106 |
. |
(101) |
|
|||
|
N |
|
|
Для передач машинного привода он должен находиться в пределах |
|||
0,543 KFL |
1. |
Для передач с чугунными колёсами, работающими длительное время, сле-
дует принимать KFL 1. При ручном приводе независимо от материала колёс ре-
комендуется принимать KFL 1,5.
Для безоловянистых бронз и чугунных червячных колёс допускаемые кон-
тактные напряжения [σН] в МПа определяют в зависимости от скорости скольже-
ния [11] и уточняют по формулам: |
|
|
|
|
|
|
|
|
[σН] = 300 - 25 vs - для безоловянистых бронз; |
(102) |
|||||||
[σН ] = 175 - 35 vs - для чугунов. |
|
|
|
|
|
|
(103) |
|
Ориентировочная скорость скольжения: |
|
|
|
|||||
v |
|
4n1 |
|
|
|
|
||
3 T , |
(104) |
|||||||
|
||||||||
S |
104 |
|
|
2 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
где T2 — вращающий момент на тихоходном валу, Н·м.
Число заходов червяка z1 назначают, исходя из условия неподрезания зубь-
ев колеса z2 28. Рекомендуемые соотношения передаточного отношения u и
числа заходов z1 приведены в Прил. А. Из таблицы следует, что КПД передачи увеличивается с увеличением числа заходов. Рекомендуется принимать переда-
точные числа из стандартного ряда (табл. 18).
|
|
|
Таблица 18 |
|
Передаточные числа по ГОСТ 2144 |
|
|
1-й ряд |
…8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50… |
||
2-й ряд |
…9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45… |
||
Межосевое расстояние aw определяют из расчёта на контактную выносли- |
|||
вость: |
|
|
|
|
aw 613 |
T2 KH |
(105) |
|
[ H ]2 . |
||
Правильность расчёта межосевого расстояния можно проверить по номо- |
|||
грамме (рис. 18). Стандартом (ГОСТ 2144) предусмотрены значения аw: 63, 80, |
|||
100, 125, 140, 160, 200, 225, 280, 315, 400, 450, 500 мм. |
|
||
|
|
[ H]=250 МПа |
|
T2p |
|
|
200 |
Н м |
|
|
|
|
|
|
|
|
2000 |
|
150 |
|
|
|
|
1500 |
|
|
|
750 |
1000 |
|
|
|
|
|
|
|
500 |
|
|
350 |
|
|
|
|
200 |
|
|
100 |
|
|
|
20 |
50 |
|
|
0 |
|
|
aw,мм |
|
100 |
200 |
|
Рис. 18. Номограмма для расчёта червячной передачи |
Делительный диаметр червяка (рис. 19) определяют по формуле:
d1 mq , (106)
где q — коэффициент диаметра червяка.
|
x |
p |
|
|
|
d1 |
|
|
b1 |
px z1
d1 df 1
da1
daM 2 |
w |
|
|
|
|
a |
2δ |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
b2 |
|
|
|
|
|
2 |
2 |
2 |
|
|
|
df |
d da |
Рис. 19. Червячное зацепление
Оба сомножителя в формуле (105) стандартизированы. Их сочетания регла-
ментированы ГОСТ 2144. Наиболее часто встречаются значения:
т = 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5 мм; q = 8; 10; 12,5; 16; 20.
Для того, чтобы исключить слишком тонкие червяки с малой жёсткостью,
рекомендуется для мелкомодульных червяков принимать большее значение q. Ко-
эффициент q предварительно можно найти по рекомендации q z2 / 4 , а модуль зацепления — по формуле
m |
2a |
, |
(107) |
|
z2 q |
||||
|
|
|
где а — делительное межосевое расстояние, которое при стандартных т и q
рассчитывают из формулы (107): a 0,5m (z2 q) .
Для вписывания в стандартное межосевое расстояние aw червячную пере-
дачу проектируют со смещением инструмента при нарезании колеса. Коэффици-
ент смещения: |
|
x2 aw a / m . |
(108) |