Курсовое проектирование деталей машин. Шейнблит А. Е. 2002 г

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Aw следует пересчитать z^ и z^^

8. Определить действительные углы делительных конусов шес­ терни 6j и колеса Ь{,

52=arctgw^; 5 =90^-62.

9. Для конических передач с разностью средних твердостей ше­ стерни и колеса НВ,^^—НВ2ср<100 (см. табл. 3.1) выбрать из табл. 4.6 коэффициент смещения инструмента х^^ для прямозубой шес­ терни и х^, для шестерни с круговым зубом. Коэффициенты сме­

Для передач, у которых Zj и w отличаются от указанных в табл. 4.6, коэффициенты х^^ и х^^ принимают с округлением в большую сторону.

10. Определить фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм. Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим внешним диаметрам передачи d^.

11. Определить средний делительный диаметр шестерни d^ и колеса d^, мм:

Значения d. и d^ до целого числа не округлять.

70

Проверочный расчет

12. Проверить пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни D^=d^^^(i мм.

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

71

13. Проверить контактные напряжения S„, Н/йм1

IT, -Юз

где а) F=—-^ окружная сила в зацеплении, Н;

б) ^^„=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагруз­ ки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; в) Kj^^ — коэффициент динамической нагрузки. Определяется

Допускаемая недогрузка передачи (а^ <[о]^^) не более 10% и пере­ грузка (а^ >[о]^) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса и шестерни Ь. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить внешний дели­ тельный диаметр колеса d^^, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1, п. 1, 2) и повторить весь расчет передачи

(см. 4.1, пп. 13).

14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни о^:^ и колеса а^, Н/мм^:

^г2-Уг2У^ ^;^;;г^ ^ А ^ ^ . <[^]/.;

где а) значения Ь, мм; m^(mj, мм; 0^; К ' Е^, Н см. 4.2, пп. 4, 5, 13; б) К^^= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; в) К^^ — коэффициент динамической нафузки. Определяется

аналогично коэффициенту К^^ (см. 4.2, п. 13); г) Ур1 и Ур2 ~ коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z^^ и колеса z^y

72

д) 7=1 — коэффициент, учитывающий наклон зуба; е) [а]^, и [а] ^2 ~" допускаемые напряжения изгиба шестерни и

колеса, Н/мм^ (см. 3.1, п. 3).

Если при проверочном расчете оj, значительно меньше [а]р то это допустимо^ так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если а^>[о]^,свы­ ше 5%, то надо увеличить модуль mj^m^), соответственно пересчи­ тать число зубьев шестерни ^, и колеса z^ и повторить проверочный расчет на изгиб (см.4.1, п. 14). При этом внешний делительный диаметр колеса d^^ не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи (см. 4.2, п. 10).

15. Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).

Т а б л и ц а 4.8. Параметры зубчатой конической передачи^ мм

Проектный расчет

riapaweip Значение Параметр Значение

73

В графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в процентах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по контактным о^ и изгибным о^ напряжениям (см. пп. 13, 14).

4.3. Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

1. Определить главный параметр — межосевое расстояние а ,

мм:

V [с]\

где а) Т^ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н • м (см. табл. 2.5).

б) [о]^ — допускаемое контактное напряжение материала чер­ вячного колеса, Н/мм^ (см. 3.2, п. 2).

Полученное значение межосевого расстояния а^ для нестандарт­ ных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и срав­

3.Определить число зубьев червячного колеса: ^2= Z^u^^. Полу­ ченное значение z^ округлить в меньшую сторону до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется ^2^26. Оп­ тимальное значение Zf= 40...60.

4.Определить модуль зацепления т, мм:

/ И = ( 1 , 5 . . . 1 , 7 ) ^ -

74

Рис. 4.4. Геометрические параметры червячной передачи

Значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного:

1-й ряд-2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16 2-й р я д - 3 ; 3,5; 6; 7; 12

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

5. Из условия жесткости определить коэффициент диаметра чер­ вяка

^-(0,212...0,25)^.

Полученное значение q округлить до стандартного из ряда чисел:

Я

1-й р я д - 6,3; 8; 10; 12,5; 16 2-й ряд-7,1; 9; 11,2; 14; 18

При выборе q 1-й ряд следует предпочитать 2-му. По ГОСТ 19672 — 74 допускается применять q =7,5 и 12. Чтобы червяк не был слиш­ ком тонким, q следует увеличивать с уменьшением т\ тонкие чер­ вяки получают большие прогибы, что нарушает правильность за­ цепления.

6. Определить коэффициент смещения инструмента х\

x={aJm)-QXq^Z,Y

IS

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значе­ ние JC допускается до — К х <+1. Если при расчете х это условие не выполняется, то следует варьировать значениями qviz^. При этом z^ рекомендуется изменить в пределах 1...2 зубьев, чтобы не превысить допускаемое отклонение передаточного числа Aw (см. п. 7), а зна­ чение q принять в пределах, предусмотренных формулой (см. п. 5). 7. Определить фактическое передаточное число и^ и проверить

его отклонение Aw от заданного и:

w^ = —; Aw=^-V^100% < 4%.

8.Определить фактическое значение межосевого расстояния а^,

мм:

9.Определить основные геометрические размеры передачи, мм. При корригировании исполнительные размеры червяка не из­

меняются; у червячного колеса делительный d^ и начальный d^^ диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин d^^ и впа­

делительный угол подъема линии витков у = arctg(~;^);

длина нарезаемой части червяка Z?j=(10+5,5|x|+Zi)/w+C, где'^х — коэффициент смещения (см. п. 6). При х <0 С = 0; при х >0 С = — (70 + 60x)m/Z2' Значение Ь^ и Ь^ (см. п. б) округлить до ближайшего числа по табл. 13.15.

б) Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр d^ = d^^ = mZ2'-, диаметр вершин зубьев d^^= d^+ 2т{\ + х)\

наибольший диаметр колеса d^^ ^^ai^ ' ^ '

диаметр впадин зубьев dj^^= d^— 2/w(i,2 — х);

ширина венца: при г, = 1;2 Z?2== 0,355^?^; при ^, = 4 ^^^ 0,315^?^; радиусы закруглений зубьев: Л^= 0,5^^^ — т\ R^- 0,5^, + l,2w; условный угол обхвата червяка венцом колеса 26:

sin 6 = -—— '

Угол 26 определяется точками пересечения дуги окружности диаметром d' = d^^ — 0,5m с контуром венца колеса и может быть принят равным 90... 120^ (см. рис. 7.8).

76

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическо­ му межосевому расстоянию а , и основным размерам передачи.

проверочный расчет

10. Определить коэффициент полезного действия червячной пе­

где Y — делительный угол подъема линии витков червяка; ф — угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости

Значения и^, d^, мм; у см 4.3, пп. 7, 8, 9; со. угловая ско- рость вала червячного колеса, 1/с (см. табл. 2.5).

Т а б л и ц а 4.9. Значения угла трения ф

П р и м е ч а н и е м гньшие значения —для материалов группы I, большие — для фупп И и III (см. табл. 3.5).

11. Проверить контактные напряжения зубьев колеса а^, Н/мм^:

° я = 3 4 0 Д ^ ^ ^ < 1 о ] ^ ,

где а) F^^= 1Т^ • V^^jd^ — окружная сила на колесе, Н;

б) А' — коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

V = —"-^ » м/с;

К=\ при v^<?> м/с; А= 1,1...1,3 при v^ >3 м/с;

в) [о]/^ — допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм1 Уточняется по фактической скорости скольжения v^ (см. формулы табл. 3.6);

77

г) значения Г, Н-м; d^ и d мм; v, м/с; а^^, 1/с (см. 4.3, пп. 1, 9, 10).

Допускается недогрузка переданы (а^<[а]^^) не более 15% и пере­ грузка (о^ > а]^) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует выбрать другую марку материала венца червячного колеса (см.

в) [с7]^ — допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм^ (см. 3.2, п.2).

При проверочном расчете а^ получаются меньше [а]^, так как на­ грузочная способность червячных передач ограничивается контакт­ ной прочностью зубьев червячного колеса (см. 4.1, п. 14).

13.Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.11).

Вграфе «Примечание» к проверочному расчету указать в про­ центах фактическую недофузку или перегрузку передачи по контак­ тным Ofj и изгибным а^ напряжениям (см. пп. 11, 12).

78

Характерные ошибки:

1.Неправильные вычисления.

2.Несоразмерность единиц в формулах при определении aj d^^, т; о^; Oj:.

3.Неумение интерполировать.

4.Неправильно использованы таблицы.

ЗАДАЧА 5

РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

Це л ь : 1. Выполнить проектный расчет открытой передачи.

2.Выполнить проверочный расчет открытой передачи.

Расчет передач трением

Ременные передачи относятся к категории быстроходных пере­ дач, и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач яв­ ляются номинальная мощность Р^^^ и номинальная частота враще­ ния п двигателя (см. табл. 2.5) или условия долговечности рем-

79