Sheynblit_Kursovoe_proektirovanie_detaley_mashin_Uchebnoe_posoie_-_2002

Т а б л и ц а 4.1. Главный параметр одноступенчатых редукторов

диаметр колеса для конической передачи), который и определит его нагрузочную способность, массу, габариты и технологические ос ности изготовления.

Для этого:

а) определить диапазон массы редуктора т = (0,1...0,2)Г2, кг; б) по величине массы т интерполированием определить предпола­

гаемый диапазон главного параметра редуктора а^, d^^ по табл. 4.1.

При проектном расчете главного параметра на контактную проч­ ность (см. 4.1, п. 1; 4.2, п. 1; 4.3, п. 1) желательно получить его величину в предполагаемом диапазоне, что обеспечит достаточный критерий технического уровня редуктора у- Для достижения этого можно при необходимости варьировать средней твердостью НВ^р материала колеса с менее прочным зубом (см. 3.1, п. 2, в), так как установлено, что существует статистическая зависимость YHB^p=const. При небольших значениях момента Т^ возможно по­ лучить низкий критерий технического уровня у>0,2 (см. табл. 12.1).

В проектируемых приводах рассчитывают нестандартные одно­ ступенчатые зубчатые передачи внешнего зацепления: закрытые цилиндрические косозубые и конические с круговым зубом; откры­ тые цилиндрические и конические — прямозубые. Порядок расчета передач с прямыми и непрямыми зубьями одинаковый, поэтому в п водимой методике расчета закрытых передач с непрямыми зубьями в отдельных пунктах указывают особенности расчета открытых — с прямыми зубьями (см. 4.1, 4.2).

Червячные нестандартные одноступенчатые передачи рассчиты­ вают в закрытом исполнении с верхним, нижним или боковым рас­ положением цилиндрического червяка (см. 4.3).

60

Рис. 4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

4.1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определить главный параметр — межосевое расстояние а^, мм:

а>К{и+\)

где а) К^ — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере­ дач К^=43, для прямозубых — ЛГ^=49,5;

б) ^j^b^/a^ — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относи­ тельно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых ци­ линдрических редукторах; \|/^=0,2...0,25 — для шестерни, консольно расположенной относительно опор — в открытых передачах;

ъ) и — передаточное число редуктора или открытой передачи (см. табл. 2.5);

г) Т^ — вращающий момент на тихоходом валу при расчете ре­ дуктора или на приводном йалу рабочей машины при расчете от­ крытой передачи, Н-м (см. табл. 2.5);

Д) VAH ~~ допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм^ (см. 3.1, п. 2, в);

е) К^ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К^^\ (см. 3.1, п. 1).

Полученное значение межосевого расстояния д^ для нестандарт­ ных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и срав­ нить с а^, рассчитанном на стр. 59, пп. а, б.

61

2. Определить модуль зацепления т, мм:

где а) J^^ — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере­ дач ir^=§',8, для прямозубых АГ^=6,8;

1а и

б) ^2~ "~ГГ "~ делительный диаметр колеса, мм;

Полученное значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

Всиловых зубчатых передачах при твердости колес Н <350 НВ принять т>\ мм; при твердости одного из колес Н>45 HRC^ при­ нять/w> 1,5 мм.

Воткрытых передачах расчетное значение модуля т увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

3.Определить угол наклона зубьев рmin для косозубых передач:

р^, = arcsin 3,5m'

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают р=8...16°, но из-за роста осевых сил F^ в зацеплении желательно получить его меньшие значения, варьируя величиной модуля т и шириной ко­ леса /?2-

4. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса: ДЛЯ прямозубых колес -^= Z{^ ^^"ПтГ'

для косозубых колес ^ = -^,+ ^ = —т

Полученное значение z^ округлить в меньшую сторону до целого числа.

5. Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

P=arccos(-|^)-

Точность вычисления угла р до пятого знака после запятой.

62

6. Определить число зубьев шестерни: z, = j ^ *

Значение z^ округлить до ближайшего целого числа. Из усло­ вий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекоменду­ ется ^j >18.

7.Определить число зубьев колеса: ^2= ^-~ ^Р

8.Определить фактическое передаточное число и^ и проверить его отклонение Аи от заданного и:

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Аи пересчитать z^ и z^-

9. Определить фактическое межосевое расстояние:

10. Определить фактические основные геометрические парамет­ ры передачи, мм.

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактичес­ ким межосевому расстоянию а^ и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по табл. 13.15.

Проверочный расчет

11.Проверить межосевое расстояние: aj^{d(^d^/2.

12.Проверить пригодность заготовок колес (см. 3.1, п. 1; табл. 3.2). Условие пригодности заготовок колес:

63

D <D ' С (S )<S .

3dr пред' ^заг^ заг>' пред

Диаметр заготовки шестерни D^^= ^аЛ^ ^^•

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S^-b^-^4 мм. Толщину диска или обода заготовки колеса открытой передачи

принимают меньшей из двух: С^^-0,5Ь^; S^=Sm. Предельные значения D^^^^ и S^^^^ — из табл. 3.4.

При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.

13. Проверить контактные напряжения а^ Н/мм^:

I /;((/ф+1)

где а) /Г — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач А'= 376, для прямозубых К= 436;

27; -w

6)F,=- — окружная сила в зацеплении, Н;

в) KJ^^ ~ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес А^„=1. Для косозубых — К^ определяется по графику на рис. 4.2 в зависимости от окружной ско-

рости колес V ~2"Tio3' ^/^^ ^ степени точности передачи (табл. 4.2);

г) К^^ — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3); д) значения Г^, Нм; [а]^, Н/мм^; А^; d^, мм; Ь^, мм; ^ф см. 4.1, пп. 1, 2, 8; ©2 — угловая скорость вала колеса редуктора или

открытой передачи 1/с (см. табл. 2.5).

Т а б л и ц а 4.2. Степени точности зубчатых передач

64

Продолжение таблицы 4.3

П р и м е ч а н И е. В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе —- для косозубых и колес с круговыми зубьями.

Допускаемая недогрузка передачи (а^< [о]^) не более 10% и пере­ грузка {о^ >[o]fj) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса Ь^. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить межосевое расстояние а^, либо назначить другие материалы колес или другую термообра­ ботку, пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1, пп. 1, 2) и повторить весь расчет передачи. *

14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни с^ и колеса с^, Н/мм^: _ F^

где а) m — модуль зацепления, мм; Ь^ — ширина зубчатого венца коле­ са, мм; 7; — окружная сила в зацеплении, Н (см. 4.1, пп. 2, 10, 13);

* Фактическую недогрузку или перегрузку передачи АС^^ можно подсчитать так:

65

Киа

9-я

/в'Я

^-я

^ . . - ^

6'Я

Рис. 4.2. График для определения коэффициента К^^ по кривым степени точности

б) К^^ — коэффициент, учитывающий распределение нафузки между зубьями. Для прямозубых колес К^^Х. Для ^осозубых К^^ зависит от степени точности передачи, определяемой по табл. 4.2 (определение окружной скорости колес v — см. п. 13, в):

в) К^ — коэффициент неравномерности нафузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес ^^^=1 (см. 3.1, п. 1);

г) К^ — коэффициент динамической нафузки, зависящий от ок­ ружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3); д) Y^ и Y^ — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 4.4 интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни z^ и колеса ^2 Для прямозубых колес. Для косозубых — в зависимости от эквивалентного числа зубьев шес-

е) Ур= I— PV140'' — коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Для прямозубых колес 7^=1; ж) [о^]л и [^]/2 ~ допускаемые напряжения изгиба шестерни и

колеса, Н/мм^ (см. 3.1, п. 3).

66

П р и м е ч а й й"^. Коэффициенты формы зуба У^, соответствуют коэффици­ енту смещения инструмента х= 0.

Если при проверочном расчете о^^ значительно меньше [aL, то эт допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых п редач ограничивается контактной прочностью. Если о^>[а]^.свыше 5%, то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев шестерни z^ и колеса -^ и повторить проверочный расчет на изгиб.* При этом межосевое расстояние а^ не изменяется, а следовательно, не нарушается контакгаая прочность передачи (см. 4.1, п. 9).

15.Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4,5).

Та б л и ц а 4.5. Параметры зубчатой цилицдрической передачи, мм

Проектный расчет

1 Контактные напряжения о, Н/мм^

*Фактическую недогрузку или перегрузку передачи Аа^, можно подсчитать так:

-М , 100%. И тогда со знаком «—» — недогрузка передачи, со знаком «+» — перегрузка.

67

в графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в про­ центах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по кон­ тактным Off и изгибным Cj, напряжениям (см. пп. 13, 14).

4.2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определить главный параметр — внешний делительный диа­ метр колеса d ^, мм:

<2 ^165 f<7-J[03

где а) значения Т^, Н-м; [о]^ Н/мм^; и (см. 4.1, п. 1);

б) Kff^ — коэффициент, учитывающий распределение нафузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зу­ бьями ^ ^ = 1 , с круговыми зубьями /Г^=1,1;

в) д^ — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес ^ff=l. Для колес с круговыми зубьями: 0^=1,85 — при твер­

дости колеса и шестерни Н < 350 НВ^р. ~ff=l,5 — при твердости колеса Н <350 НВ2^р и шестерни Н > 45 HRC^,^p.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса

Рис. 4 3. Геометрические параметры конической зубчатой передачи

68

d^^ для нестандартных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и сравнить с d^^, рассчитанном на стр. 59, пп. а, б.

2. Определить углы делительных конусов шестерни 5^ и колеса

б.

6^ = arctgw; 5, = 90°— 82.

Точность вычислений до пятого знака после запятой. 3. Определить внешнее конусное расстояние R , мм:

л»"-

2sin62

Значение R^ до целого числа не округлять.

4. Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса А, мм:

b = "^i^R^y где \|/^= 0,285 — коэффициент ширины венца. Значение b округлить до целого числа по ряду R^ 40 (см. табл. 13.15).

5. Определить внешний окружной модуль т^ — для прямозубых колес, т^^ — для колес с круговыми зубьями, мм:

где a) значения Т^, Н-м; [о]^ Н/мм^ (см. 4.1, п. 2); d^^, мм; Ь, мм (см. 4.2, п. 1; 4);

б) К^ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зу­ бьями Kf^-l, с круговыми зубьями /Г^=1,08;

в) 0^ — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес 0^=0,85; для колес с круговыми зубьями i^/=l.

Значение модуля, полученное с точностью до двух знаков после запятой, до стандартной величины не округлять. В силовых кони­ ческих передачах принять mj^mj>l,5 мм, при этом в открытых пе­ редачах значение модуля т^ увеличить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

6. Определить число зубьев колеса ^ и шестерни z^

Полученные значения z^ и ^^ округлить в ближайшую сторону до целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подреза­ ния зубьев рекомендуется принять Zi>15 — для колес с круговыми зубьями, ^j>18 — для прямозубых колес.

7. Определить фактическое передаточное число и^ и проверить его отклонение Aw от заданного и\

69