Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

где Zc = 5350 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков, Zc = 4340 для передач с нелинейчатыми червяками (образованными конусом или тором); Г2 - в Н м, Лн; - в мм.

Расчетное напряжение должно находиться в интервале Он = (0,8 ... 1,1) [а]я. При невыполнении этого условия изменяют межосевое расстояние а^ и уточняют основные параметры передачи.

7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червяч-

где у^ - угол подъема линии витка на начальном цилиндре; р - приведенный угол трения, определяемый эксперименталь-

но с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Значение угла р трения между стальным червяком и колесом из бронзы принимают по табл. 2.12

взависимости от скорости скольжения Vv

2.12.Значения приведенного угла трения р между

стальным червяком и колесом из бронзы, латуни и чугуна

р3°10' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1°30' 1°20' 1°00' 0°55' 0°50' 3°40' 3°10' 2°50' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1°30' 1°20' 1°10'

Меньшее значение р - для оловянной бронзы, большее - для безоловянной бронзы, а также для латуни и чугуна.

8. Силы в зацеплении (рис. 2.7).

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке: F„=F^,=2Tjd, . (2.83)

40

Окружная сила на червяке,

равная осевой силе на колесе: (2.84)

Радиальная сила

=F,,tga/cosY, . (2.85)

Для стандартного угла а =20°

=0,364^,2/cosy,.

9.Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба

<1,1[а],, (2.86)

т Ь,

Рис. 2.7

где К - коэффициент нагрузки, значения которого вычислены в п. 6; ¥/^2 - коэффициент формы

10. Тепловой расчет. Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

41

Мощность (Вт) на «^вяке

(2.88)

где Ti - Н м.

Поверхность А охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно взять по эскизному проекту (см. ниже). Приближенно площадь А (м^) поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости

где v|; = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; [/]раб = 95 ... 110 - максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).

Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором

Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи 13 ... 18 Вт/(м^-®С) (большие значения при хороших условиях охлаждения).

Коэффициент Ххв при обдуве вентилятором: п. 750 1000 1500 3000

Кг. 24 29 35 50

42

Здесь «в - частота вращения вентилятора, мин'\ Вентилятор обычно устанавливают на валу червяка: щ =

2.3. Расчеты других типов передач

Кинематические и силовые расчеты планетарных и волновых передач приведены в гл. 9 и 10 настоящего пособия. Расчеты ременных и цепных передач вследствие недостатка места здесь не даны. Их следует выполнять по учебникам [7, 8, 12].

Г л а в а 3 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

После определения межосевых расстояний, диаметров и ширины колес и размеров червяков приступают к разработке конструкции редуктора, коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, составляют эскизную компоновку деталей передач.

3.1. Диаметры валов. Расстояния между деталями передач

Предварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов цилиндрических и червячных редукторов, коробок передач определяют по формулам (рис. 3.1):

-для входного (быстроходного) вала (рис. 3.1, а)

-для выходного (тихоходного) (рис. 3.1, б)

- ДЛЯ валов коробки передач

г^Де Гб и Гт - вращающие моменты. И м, на входном и выходном валах соответственно;

43

в)

Рис. 3.1

- для конических концов валов диаметр d согласуют с диаметром вала по табл. 12.5.

Структуру приведенных формул поясним следующими рассуждениями. Предварительные значения диаметров валов определяют из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [т]:

Отсюда

где коэффициент С = 06-1О7(7г [т]).

44

Рис. 3.2

При [т] = 10 ... 25 Н/мм^ коэффициент С = 6 ... 8. Диаметры других участков валов (рис. 3.1):

(3.2)

Если входной вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр выходного конца этого вала должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя, т.е. d = (0,8 ... 1,0)^1, где d\ - диаметр вала электродвигателя (см. табл. 19.27).

Если проектируют двухступенчатый редуктор, то диаметры различных участков промежуточного вала определяют по формулам (рис. 3.2):

где Гпр - вращающий момент, Н м, на промежуточном валу. Большие значения числовых коэффициентов в формулах

(3.1)... (3.3) принимают для валов на роликоподшипниках, а также для валов шевронных передач и промежуточных валов двухступенчатых редукторов при твердости колеса выше 55 HRC.

Диаметры ступеней валов после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартных величин (см. табл. 19.1).

Диаметры концов входного и выходного валов согласуют с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

45

Высоту /цил(^кон) заплечика при цилиндрической или конической форме конца вала, координату г фаски подшипника и размер/ (мм) фаски колеса на промежуточном валу принимают в зависимости от диаметра d (мм) посадочной поверхности (табл. 3.1).

3.1. Рекомендуемые высоты заплечиков и размеры фасок, мм

точное значение см. в табл. 19.18 - 19.26.

На рис. 3.3 дан пример вычерчивания вала конической шестерни. Вершины делительных конусов и конусов впадин колеса и шестерни сходятся в точке "О" пересечения осей. Для обеспечения постоянного по всей ширине радиального зазора между зубьями колеса и шестерни образующие внешнего конуса шестерни должны быть параллельны образующим конуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса колеса - образующим конуса впадин шестерни.

Диаметры (мм) отдельных участков вала-шестерни определяют по соотношениям (рис. 3.3, а):

(3.4)

где Гб - вращающий момент на валу-шестерне, Н м; диаметр резьбы d2 = d\ + (2 ... 4) мм; dun г- внутренний диаметр и координата фаски кольца подшипника.

Конструкцию вала в месте расположения шестерни и расстояние между подшипниками определяют прочерчиванием. Проводят под углом 5i линии - образующие делительных конусов шестерни, откладывают внешний делительный диаметр deu в точках пересечения восстанавливают перпендикуляры к образующим делительного конуса; откладывая размеры l,2mte и nite формируют зубья на

47

внешнем дополнительном конусе {гпц. - торцовый внешний мо-

плечика откладывают монтажную высоту Т подшипника, затем ширину С наружного кольца (рис. 3.3). Для оформления поверхности контакта наружного кольца с роликом наносят точку с координатами 0,5С; 0,25Я, через которую проводят линию под углом а. В этой же точке восстанавливают перпендикуляр до его пересечения с осью вала: получают размеры а\ и /.

i

Г т ¥

^^-Н

L=l,Sde2

Рис. 3.4

48

Из условия обеспечения необходимой жесткости узла следует выдерживать соотношение du > l,3ai и в качестве расстояния аг принимать большее из двух значений

аг « 2,5ai или аг « 0,6/.

При больших передаточных числах (w > 3,15) коническая шестерня имеет малые размеры. Тогда упорный заплечик выполняют по рис. 3.3,6, е.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "а" (мм):

(3.5)

где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм (рис. 3.4).

Вычисленное значение "а" округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем под "а" будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. Расстояние "а" определяет также расположение торца подшипника в корпусе. Предварительно места установки подшипников на валу червяка намечают в соответствии с рис. 3.1, е.

Расстояние "с" между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме:

с= (0,3 ... 0,5)а.

Вдвухступенчатых соосных редукторах между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние 4 между зубчатыми колесами определяют по соотношению Is = Ъа + В\ + В2 (рис. 3.4). Здесь В\ и В2 - ширина

подшипников опор соосных входного и выходного валов (табл. 19.18-19.26).

3.2. Выбор типа подшипника

На рис. 3.5 приведены эскизы подшипников, наиболее часто применяемых в практике машиностроения. На рис. 3.5, а-в показаны радиальные подшипники, соответственно: шариковый однорядный и с короткими цилиндрическими роликами, шариковый двухрядный. На рис. 3.5, г, д показаны радиально-упорныеролико- шй и шариковый подшипники.

49