3-Б курс, 6-ти летки Калинина Т.В 2 / Детали машин

3.2.4. Определение сил в зацеплении зубчатой конической передачи

В конической передаче в зоне зацепления действует нормальная сила Fn. Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов конической передачи силу нормального давления на зуб можно разложить на три составляющие:

-окружаю силу Fn направленную по касательной к средней делительной окружности (для шестерни эта сила противоположна направлению вращения, а для колеса - совпадает с направлением вращения);

-радиальную силу Fr, направленную по радиусу от полюса зацепления к центру колеса;

-осевую силу Fa, направленную вдоль оси колеса от вершины конуса к его основанию.

Составляющие силы нормального давления на зуб шестерни косозубой цилиндрической передачи вычисляют по зависимостям:

Верхние знаки в формулах даны для случая, когда направление вращения рассматриваемого зубчатого колеса (если смотреть на него со стороны вершины конуса) совпадает с направлением наклона зубьев, а нижние - при отсутствии такого совпадения.

При расчете сил также необходимо учесть, что Fr[ = Fa2, Fr2= Fal.

Результаты вычислений следует занести в сводную таблицу параметров зубчатой конической передачи (таблица 3.17).

40

Полученное значение числа зубьев червячного колеса Z2 следует округлить в меньшую сторону до целого числа.

Таблица 3.19 - Количество витков червяка Z,

Модуль зацепления т определяется из условия:

42

Полученное значение q следует округлить до стандартного значения по таблице 3.21.

Таблица 3.21 - Значения коэффициента диаметра червяка q

Коэффициент смещения инструмента х определяется по формуле:

(3.76)

т2

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х должно находиться в пределах - 1 < х < +1. Если при расчете х это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q и Z2. При этом Z, рекомендуется изменять в пределах 1...2 зубьев, чтобы не превысить допускаемое отклонение передаточного числа Дм, а значение q принимать в пределах, предусмотренных формулой 3.75.

Далее следует уточнить фактическое передаточное число и^юкт и его отклонение от стандартного значения Ди по формулам:

43

3.3.2. Проверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям

Поверхностная прочность зубьев колеса ниже, чем витков червяка. Поэтому проверочному расчету на выносливость по контактным напряжениям подвергают зубья червячного колеса по условию:

где Т2 - крутящий момент на колесе, Н • м \

44

К н - коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев.

Коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев рассчитывается по формуле:

s60-1000-cosr

Взависимости от величины скорости относительного скольжения уточняют степень точности изготовления передачи (таблица 3.23).

Таблица 3.22 - Значения коэффициента деформации червяка в

Таблица 3.23 - Степень точности изготовления червячной передачи

По уточненным значениям скорости относительного скольжения Vs и степени точности изготовления червячной передачи следует выбрать коэффициент динамической нагрузки Kv из таблицы 3.24.

45

Таблица 3.24 - Значения коэффициент динамичности нагрузки Kv

K J

Результаты проверочного расчета зубьев колеса на контактную выносливость следует считать удовлетворительными, если перегрузка зубьев не превышает 5%, а запас прочности - не превышает 15%.

Если условие 3.92 не выполняется, то следует заменить, материал согласно новому значению скорости относительного скольжения VS, не меняя геометрических параметров передачи.

3.33. Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по зависимости:

Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

(3.100)

cos /

46

Результаты вычислений следует занести в сводную таблицу параметров червячной передачи (таблица 3.26).

Таблица 3.26 - Сводная таблица параметров червячной передачи

48

4.РАСЧЕТ УЗЛОВ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1.Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипников для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

При проектировании машин общего назначения рекомендуется выбирать подшипники легкой и средней серии.

Для цилиндрических прямозубых и шевронных передач рекомендуется выбирать шариковые радиальные однорядные или роликовые радиальные подшипники. Для цилиндрических косозубых передач рекомендуется выбирать шариковые радиально-упорные однорядные или роликовые конические однорядные подшипники. Для конических и червячных передач рекомендуется выбирать роликовые конические однорядные подшипники.

4.2. Определение реакций и изгибающих моментов

После предварительного выбора подшипников качения и конструирования вала необходимо произвести проверочный расчет подшипников качения на долговечность по динамической грузоподъемности и выполнить расчет валов на усталостную прочность. Для этого необходимо определить нагрузки, действующие на вал. К ним относятся: силы в зацеплении зубчатых и червячных передач - окружные Ft, радиальные Fr, осевые Fa, консольные нагрузки FK на валы ременных и цепных передач, нагрузки, возникающие при установке муфт в результате неточности монтажа и других ошибок.

Консольную нагрузку приближенно можно рассчитать по формуле:

При выполнении расчетной схемы вал рассматривают как шарнирнозакрепленную балку. Положение точки опоры вала зависит от типа подшипника. Расположение точки опоры показано на рисунке 4.1.

49