Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

06 семестр / Книги и методические указания / Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004

.pdf
Источник:
Скачиваний:
9634
Добавлен:
04.03.2014
Размер:
8.59 Mб
Скачать

Коэффициенты XeiiXei) И x„i(x„2) смсщсния для шестерни {колеса) прямозубой и косозубой соответственно вычисляют по формулам

(2.42)

или принимают по табл. 2.7 и 2.8. Внешние диаметры колес: прямозубых

 

 

(?-43)

с круговым зубом

+

(2.44)

daex

^ае2 =^.2 + 1 . 6 4 ( 1 К cos S^.

Для передач с zi и w, отличающимися от указанных в табл. 2.7

и2.8, значения Хе\ и Хп\ принимают с округлением в большую сторону.

7.Пригодность заготовок колес. Для конических шестерни

иколеса вычисляют размеры заготовки (мм):

Даг = +

6 мм;

=

Полученные расчетом Дат и iSaar сравнивают с предельными размерами Ощ, и iSnp (см. табл. 2.1).

Условия пригодности заготовок колес: Даг^ ^пр; 'S'aar^ 5'пр.

2.7. Значения коэффициентов смещения Хе\

для прямозубых шестерен

 

 

 

jCci при передаточном числе и

 

 

 

1,0

1,25

1,6

2,0

2,5

3,15

4,0

5,0

12

 

_

 

0,50

0,53

0,56

0,57

13

-

-

-

0,44

0,48

0,52

0,54

0,55

14

-

-

0,34

0,42

0,47

0,50

0,52

0,53

15

-

0,18

0,31

0,40

0,45

0,48

0,50

0,51

 

 

 

 

 

 

 

 

16

-

0,17

0,30

0,38

0,43

0,46

0,48

0,49

18

0,00

0,15

0,28

0,36

0,40

0,43

0,45

0,46

20

0,00

0,14

0,26

0,34

0,37

0,40

0,42

0,43

25

0,00

0,13

0,23

0,29

0,33

0,36

0,38

0,39

30

0,00

0,11

0,19

0,25

0,28

0,31

0,33

0,34

40

0,00

0,09

0,15

0,20

0,22

0,24

0,26

0,27

30

2.8. Значения коэффициентов смещения jc^i для шестерен с круговым зубом

 

 

 

х„1 при передаточном числе и

 

 

 

1,0

1,25

1,6

2,0

2,5

3,15

4,0

5,0

12

-

-

-

0,32

0,37

0,39

0,41

0,42

13

-

-

-

0,30

0,35

0,37

0,39

0,40

14

-

0,23

0,29

0,33

0,35

0,37

0,38

15

0,12

0,22

0,27

0,31

0,33

0,35

0,36

16

0,11

0,21

0,26

0,30

0,32

0,34

0,35

18

0,00

0,10

0,19

0,24

0,27

0,30

0,32

0,32

20

0,00

0,09

0,17

0,22

0,26

0,28

0,29

0,29

25

0,00

0,08

0,15

0,19

0,21

0,24

0,25

0,25

30

0,00

0,07

0,11

0,16

0,18

0,21

0,22

0,22

40

0,00

0,05

0,09

0,11

0,14

0,16

0,17

0,17

8. Силы в зацеплении (рис. 2.5):

окружная сила на среднем диаметре колеса

=

,

где

= 0,857^,,;

(2.45)

осевая сила на шестерне:

 

 

 

прямозубой

 

Fa\ = Fttga smbu

(2.46)

с круговым зубом

 

Fa\ = ja^t;

 

радиальная сила на шестерне:

 

 

прямозубой

 

Fh =i^/tgacos8i;

(2.47)

с круговым зубом

 

Fr\

= уг Ft-

 

Осевая сила на колесе

 

Fai = Fru

 

радиальная сила на колесе

Fr2 = Fa\ -

 

Коэффициенты Уа и уг для угла Р;;, = 35°:

 

у, -0,44sin5, +0,7cos5,; у, = 0,44cos5, -0,7sin5,.

(2.48)

Полученные значения коэффициентов уа и уг подставляют в

31

Рис. 2.5

формулы со своими знаками. Заклинивание зубьев не произойдет, если сила Fa\ направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Поэтому выбирают направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление

наклона зубьев одинаковыми: например, при ведущей шестерне с левым наклоном зуба направление вращения должно быть против движения часовой стрелки.

9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициентов AT/^v, Кр^ и 9/, определено ранее.

Значения коэффициентов F/r^i и 7/rs2, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по табл. 2.9 в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев:

=z_7(cos^p,„cos5j;

(2.49)

z^, =z,/(cos' P. cos5,).

Для прямозубых колес cos^P;;, = 1,0. Для колес с круговыми зубьями угол = 35°; cos35° = 0,819.

Напряжения изгиба в зубьях колеса (w,. - для прямозубых, а rrite - для передач с круговым зубом)

_ f^Fv^F^^FSl^t

(2.50)

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

(2-51)

Расчетное напряжение изгиба должно быть Ср< 1,1 [ст]/.-.

32

2.9.Значения коэффициента Yps формы зуба

иконцентрации напряжений

2 ИЛИ Значения Yfs при коэффициенте х смещения инструмента

Zv

-0,6

-0,4

-0,2

0

+0,2

+0,4

+0,6

12

-

-

-

-

-

3,67

-

14

-

-

-

-

4,00

3,62

3,30

17

-

-

-

4,30

3,89

3,58

3,32

20

-

-

-

4,08

3,78

3,56

3,34

25

-

-

4,22

3,91

3,70

3,52

3,37

30

-

4,38

4,02

3,80

3,64

3,51

3,40

40

4,37

4,06

3,86

3,70

3,60

3,51

3,42

60

3,98

3,80

3,70

3,62

3,57

3,52

3,46

80

3,80

3,71

3,63

3,60

3,57

3,53

3,49

100

3,71

3,66

3,62

3,59

3,58

3,53

3,51

200

3,62

3,61

3,61

3,59

3,59

3,59

3,56

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение

а^ =2,12-10-

(2.52)

Расчетное контактное напряжение должно быть в интервале Gh = (0,9 ... 1,03) [а]я. При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса dei-

2 - 10292

33

2.2. Расчет червячных передач

И с х о д н ы е д а н н ы е : Г2вращающий момент на колесе, Н м; «2 - частота вращения колеса, мин"^; и - передаточное число; Lh - время работы передачи (ресурс), ч.

1. Выбор материала червяка и колеса. Для червяков применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 2.1).

Термообработку улучшение с твердостью < 350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. Область применения таких передач с архимедовыми червяками {ZA) сокращается. Для передач большей мощности при длительной их работе с целью повышения КПД применяют закалку до твердости на поверхности > 45 HRC, шлифование и полирование витков червяка.

Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки

(27), а

перспективными -

нелинейчатые: образованные кону-

сом {ZK)

или тором {ZT).

Рабочие поверхности витков нелинейча-

тых червяков шлифуют с высокой точностью конусным или тороидным кругом. Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность.

Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.

Материалы для зубчатых венцов червячных колес условно сведем в следующие три группы (табл. 2.10).

Г р у п п а

I. Оловянные бронзы, применяемые при скорости

скольжения в зацеплении v^ > 5 м/с.

Г р у п п а

II. Безоловянные бронзы и латуни, применяемые

при скорости скольжения v^ = 2 ... 5 м/с.

Г р у п п а

III . Мягкие серые чугуны, применяемые при ско-

рости скольжения v^ < 2 м/с.

Так как выбор материала для колеса обусловлен скоростью скольжения, определяют предварительно ожидаемую скорость скольжения (м/с)

V,. «0,45-10-'«2 "л/^-

(2.53)

2. Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения для материалов:

Группа I. Л^- общее число циклов перемены напряжений

N = 60 (2.54)

34

где Lh - продолжительность работы передачи (требуемый ресурс), ч. Если по расчету 25-10^ то принимают iV = 25 • 10^. Коэффициент долговечности

(2.55)

Коэффициент Су учитывает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости скольжения V5 (м/с) :

V,, м/с...

5

6

7

>8

Cv

...

0,95

0,88

0,83

0,80

или по формуле

С, =

 

(2.56)

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 10^

[aL=(0,75...0,9K. (2.57)

Коэффициент 0,9 - для червяков с твердыми (Я > 45 HRC) шлифованными и полированными витками; 0,75 - для червяков при твердости <350 НВ; Св принимают по табл. 2. 10.

Допускаемые контактные напряжения

(2.58)

Группа и. Допускаемые контактные напряжения

(2.59)

Мяо = 250 Ы/мм^ для червяков при Я < 350 НВ; [а]яо = 300 Н/мм^ для червяков при Я > 45 HRC.

Группа Ш. Допускаемые контактные напряжения

 

[а]я =175-35v,.

(2.60)

35

2.10. Механические характеристики материалов зубчатых венцов червячных колес

Группа

Марка бронзы,

Способ

СТв,

Or,

материала

чугуна

отливки

Н/мм^

Н/мм^

 

Бр010Н1Ф1

ц

285

165

 

 

 

v, < 25 м/с

к

 

 

I

БрОЮФ!

245

195

 

v,5 < 12 м/с

П

215

135

 

Бр05Ц5С5

К

200

90

 

V, < 8 м

п

145

80

 

БрА10Ж4Н4

Ц

700

460

 

к

 

Vj < 5 м/с

650

430

 

к

II

БрА10ЖЗМц1,5

550

360

п

 

Уд < 5 м/с

450

300

 

Ц

 

БрА9ЖЗЛ

500

200

 

к

 

Vv £ 5 м/с

490

195

 

п

 

 

390

195

 

 

 

III

СЧ15,

п

ав„ = 320 Н/мм^

 

 

 

СЧ20 V, < 2 м/с

п

СТви = 360 Н/мм^

 

 

Примечание. Способы отливки: Ц - центробежный, К - в кокиль, П - в песок (при единичном производстве).

Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса

[ с 1 = к М о

(2.61)

36

Коэффициент долговечности

(2.62)

где N - общее число циклов нагружений, определено ранее по формуле (2.54). Если N < 10^, то принимают N = 10^ Если ]\f> 25-10^ то принимают iV = 25-10^

Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов: - групп I и II

[а],о = 0,25а, + 0,08аз;

(2 63)

- группы III

где ави - предел прочности при изгибе, И/мм^ (обычно в 1,5 ... 2,2 раза больше Ов).

3. Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачи

a^>K„ljTj[a]l ,

(2.64)

где /Са = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков; Ка = 530 для нелинейчатых червяков. Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из табл. 19.1.

4. Подбор основных параметров передачи. Число витков z\ червяка назначают в зависимости от передаточного числа и:

и

св. 8 до 14

св. 14 до 30

св.30

Z,

4

2

 

1

Число зубьев колеса

Z2 = Z] и.

(2.65)

Предварительные значения:

 

 

- модуля передачи

m = (l,4...1,7K/z,;

(2.66)

 

 

- коэффициента диаметра червяка

 

 

 

 

q ^ l a j m - z , .

 

(2.67)

Вформулу для т подставляют коэффициенты 1,4 и 1,7, получая таким образом интервал значений модуля.

Вформулу для q подставляют стандартное значение т (мм), взятое из табл. 2.11. Полученное расчетом значение q округляют до ближайшего стандартного, приведенного в этой таблице.

37

2.11. Рекомендуемые сочетания значений mnq

т

2,5; 3,15; 4;

5

6,3; 8;

10;

12,5

16

Я8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 10; 12,5; 16

Минимально допустимое значение q из условия жесткости

червяка

= 0,212z2.

 

Коэффициент смещения

 

 

x =

(2.68)

Если по расчету коэффициент смещения получается | х j > 1,0,

ТО изменяют а^, т, z^ или q.

Фактическое передаточное число u^-^z^jz^. Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 5 %, т.е.

100/г/<5 %.

 

(2.69)

5. Геометрические размеры червяка и колеса (рис. 2.6).

Диаметр делительный червяка

d\ = qm.

 

(2.70)

Диаметр начальный червяка

 

= fn{q

2х).

 

Диаметр окружности вершин витков

da\

= d\ ^ 2т.

(2.71)

Диаметр окружности впадин

dj\

= d\-

2,4m.

(2.72)

Длина b\ нарезанной части червяка при коэффициенте смеще-

 

ния

< О

 

 

 

Ь, =(lO + 5,5|x| + z,)w.

 

 

 

 

(2.73)

 

 

При

положительном

 

коэффициенте

смещения

 

{х > 0) червяк должен быть

 

несколько короче. В этом

 

случае размер Ь^ вычис-

 

ленный по формуле (2.73),

Рис. 2.6

уменьшают

на

величину

(70+

60x)m/z2.

Во всех

случаях значение Ь] затем округляют в ближайшую сторону до числа из табл. 19.1.

38

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длкну Ь\ увеличивают: при /w < 10 мм - на 25 мм: при w = 10 ... 16 мм -

на35 ... 40 мм.

 

 

 

Диаметр делительный колеса

 

 

 

d2 = Z2m.

 

(2.74)

Диаметр окружности вершин зубьев

 

 

 

 

+

(2.75)

Диаметр окружности впадин

 

 

d^,=cJ,-2m{\,2-x).

(2.76)

Диаметр колеса наибольший

 

 

 

 

 

(2.77)

Ширина венца

Ь^ =

,

(2.78)

где v|/a = 0,355 npnzi = 1 и 2; v|/a = 0,315 npnzi = 4.

После расчета длину

Ь^ и ширину

bj

округляют в ближай-

шую сторону до числа в табл. 19.1.

6. Проверочный расчет передачи на контактную прочность. Предварительно определяют окружную скорость (м/с) на начальном диаметре червяка

-ь2х)/60000.

Скорость скольжения в зацеплении

 

=v„,/cosy„ ,

(2.79)

где угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре

у, =arctg[z,/(? + 2x)].

(2.80)

По полученному значению Vv уточняют допускаемое напряжение (2.58)... (2.60).

Затем определяют окружную скорость (м/с) на колесе V, = Tid.n, /60000 .

Коэффициент нагрузки принимают К = 1 при V2 < 3 м/с; 1,1 ... 1,3 при V2 > 3 м/с.

39