П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование деталей и узлов машин), страница 6

Фактическое передаточное число иф= =го/х1. Полученное значение иеу не должно отличаться от заданного более чем на: 3 % — для конических редукторов, 4 % — для дВухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов, 5 % — для трех- и более ступенчатых коническоцилиндрических редукторов. 6. Окоичательиые зиачеиия размеров колес (рис. 2.10). Углы делительных конусов шестерни и колеса: 01 = агс18(13'иеу); Бг = 90' — 01.

Рис. 2. 10 Полученные значения округляют в ближайшую сторону до целого цисла. На практике применяют также и другой метод определения чисел зубьев и модуля колес. Выбирают предварительное значение числа зубьев шестерни ~!~В зависимости от ее диаметра о1,1 и передаточного числа и по одному из графиков, построенных для пряиозубых конических колес (рис.

2.8) и колес с кругоомии зубьями (рис. 2.9) при твердости зубьев колеса и шестерни >45 НКсз. Уточняют Г1' с учетом твердостей зубьев шестерни и колеса; чют.Кугвазггй-дт.пагод.ги Делительные диаметры колес: прямозубык й„= лг,81,. егег = лз,вг, с кРУГовым зУбом естес глге21 е7ег глгегг Внешние диаметры колес: сае1 евес + 2(1 + хег)гяесо8511 сг г = е7,2+ 2(1 + хег)лг,совбг,' прямозубых с круговым зубом сгм1 = сг,с+ 1,64(1 + х„г)лг„совбг,' ггаег = сгег+ 1,64сг1 + хиг)гцасовбг. Коэффициенты хег и х„г смещения для шестерни прямозубой и косозубой принимают по табл.

2.12 и 2.13. Для передач с 21 и и, отличающимися от указанных в табл. 2. 12 и 2. 13, значения х,г и х„г принимают с округлением в большую сторону. Коэффициент смещения инструмента для колеса: :С г= -Хег,' Хаг= -Х„г. 7. Размеры заготовки колес. Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки (мм), рис.

2.6: Ааг = Гве1+ 2ЛГе(ГЛМ) + 6 МЖ 'Умг = 8ГЛе(ГЛГе). Полученные расчетом 22 и 5 сравнивают с предельными размерами Ю и смр (табл. 2.1). Условия приггдиости заготовок: З 23,8;о Т а б л а ц а 2.12 а пе латочаом чаеле и 25 3,15 1,25 1,6 2О 50 1,0 о,оо о,сю о,сю о,сю о,сю Таблица 213 28 12 13 Га 15 16 18 20 25 зо 40 0,18 0,17 0,15 ОД4 0,1З о,п О,09 0,34 О,З1 о,зо 0,28 0,26 0,2З 0,19 0,15 0,44 0,42 0,4О о,зв О,З6 О,З4 0,29 0,25 0,2О 0,50 0,4В 0,47 0,45 0,43 О,40 О,З7 о,зз 0,28 0,22 0,5З 0,52 0,50 0,4В 0,46 0,4З 0,40 0,36 О,З1 0,24 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 о,зв о,зз 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,4З 0,39 0,34 чют.Кугвамй-дт.пагод.ги продаикеяие в|яву. Х 13 8, Силы а зацеплении (рис.

2.11); окружная сила на среднем диаметре шестерни г; = 2 10 Т~|'с| ь где с| 1 = 0,057дм, осевая сила на шестерне: .г| = гзгбояпбб прямозубой с кРУговЫм зубом Рду = ууК; радиальная сила на шестерне: гн = Р; гбасозб,; прямозубой с круговым зубом гн = уД. Осевая сила на колесе 7';2 = Р ь' Рас. 241 радиальная сила на колесе Рз = у" ь Коэффициенты у, и у„для угла 0„= 35' определяют по формулам: т, = 0,44з1пб! + 0,7созб~,.

т„= 0,44созб| - 0,7мпбь Полученные коэффициенты у, и т„подставляют в формулы со своими знаками. Заклинивание зубьев не произойдет, если сила Р,2 направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Поэтому выбирают направление вращения шестерни 1смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев одинаковыми: например, при ведущей шестерне с левым наклоном зуба направление вращения должно быль против движения часовой стрелки.

9. Проверка зубьев колес иа контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение 47 10,ь ~~ К„, г, яа д мял 10. Проверка зубьев колес ио напряжениям изгиба. Напряжение изгиба в зубьях колеса 2,72'1Е Кгк Км Т| Круг ь ва у|,(еь),уг Напряжение изгиба в зубьях шестерни 29 чют.1гугвамй-от.пагог1.ги ою = оуг Уувг/уьзг и ]о] рь Значения коэффициентов Тут и У)зь учитывающих форму зуба н концентрацию напряжений, принимают по табл. 2.10 в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев: г.„г = гз/(сов Р„соэбз); эа = г~/(соз б„соэб,). 11. Проверочный расчет иа прочность зубьев при действии пиковой нагрузки. Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Т„. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки К„р = =Т /Т, где Т= Т~ = Т вЂ” максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости (см.

рнс. 2.2). Проверка зубьев колес на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента: ол = ол '/Кч»р < ]о]л...х- Проверка зубьев колес на прочность по напрязкенияи изгиба при действии пикового момента: ол»»ч = оуКпер я Ия»»ч Допускаемые напряжения ]о]л „и ]о]л»»ч принимают по рекомендациям раздела 2.1.1 чрасчет цилиндрических зубчатых передач», и.

12. 2.2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные: Тз — вращанлциймоментнаюзлесе, Н м; язв частота вращения колеса„мин'; и — передаточное число; 2,» — время работы передачи (ресурс), ч. 1. Материалы червяка и колеса. Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (табл. 2.1). С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости а45НКС„шлифование и полирование витков червяка. Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (Щ а перспективными — нелинейчатые: образованные конусом ('И) или тором (Я7). Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков шлифуют с высокой точностью конусным или тороидным кругом.

Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность. Термообработку — улучшение с твердостью я350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. Область применения таких передач с архимедовыми червяками (Л4) сокращается. Для силовых передач следует применять звольвентные и нелинейчатые червяки. Материалы зубчатых венцов червячных колес по мере убывания антизэдирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения можно условно свести к трем группам (табл. 2.14): Группа 1 — оловянные бронзы„применяют при скорости скольжения у,„> 5 м/с.

Группа П вЂ” безоловянные бронзы и латуни; применяют при скорости скольжения у„„= 2 — 5 м/с. зс чют.нугвам "гг-дт.пагод.ги Группа П1 — мягкие серые чугуны; применяют при скорости скольжения с,„С 2 м/с и в ручных приводах. Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяют ожидаемое ее значение, м/с: "скоо0,45 1О лзпЧТь 2. Допускаемые напряженна. Допускаемые контактные напряжения для групп материалов: 1 группа. Допускаемое напряжение [а[не (МПа) при числе циклов перемены напряжений, равном 10т; [о[»ь = (0,75...0,9)а,, Таблица 2М Лрннечсеие. Способы отливки: п — цеитрсбепныа, к — в кокиав, и — в песок 1црз епнннчноы праизвслстве).

Козффиннент 0,9 — для червяков с твердыми (Нл45лНВС,) шлифованными и полированными витками: 0,75 — для червяков при твердости я350 НВ; о, принимают по табл. 2.14. Козффициент долговечности Хл» = "БОт//»тлю при условии Хш<1,15. Здесь трн»=ХЛ» Уà — ЗКВИВаЛЕНтНОЕ ЧИСЛО ЦИКЛОВ НаГружЕНИя ЗубЬЕВ ЧЕрВяЧНОГО колеса за весь срок службы передачи. Если стелл > 25 10т, то принимают Флл = 25 10т. Суммарное число циклов перемены напряжений Ф» = 60п»Ь», (2.3) где Ь» — время работы передачи, ч.

При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис. 2.2) коэффициент Хлл зквивалентности вычисляют по формуле где Тз пь Ь»т — врацаюший момент на 1-той ступени нагруження, соответствующие ему частота вращения вала и продолжительность действия; Т з| чют.Кугвамй-дт.пагод.ги л — наибольший момент из длительно действующих (номинальный) и соответствующая ему частота вращения. Значения коэффициента Кда эквивалентности для типовых режимов натру- ~ жения (рис. 2.3) приведены в табл. 2.15. Коэффициент С„учитывает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости г„скольжения: а,мУс...... 5 6 7 8 Ц„..........

0,95 0,88 0,83 0,80 или по формуле С„= 1,669 .'0 852. Допускаемые контактные напряжения Ил= КльС,Ил,. Таалааа 215 П группа, Допускаемые контактные напряжения 1о)л 1о)л,— 250 . Здесь 1о)ла = 300 МПа для червяков с твердостью на поверхности витков >45НКС,; 1о)л, = 250 МПа для червяков при твердости <350 НВ.

П1 ~руана. Допускаемые контактные напряжения 1о)л= 175 — 350 . Допускаемые напряженвп изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса: 1о)г= КрДо)ы. Коэффициент долговечносщ Ки = '41 1,/ Лггл. Здесь 28угл= Кгл Жа — эквивалентное число цшслов натруженна зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Если Жгл К 108, то принимают 2Угх = 108. Если Лггп > 25 10~, то приннмат )тгл = 25 10 . Суммарное число Жа циклов перемены напряжений — по (2.3). При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис. 2.2) коэффициент Кгх эквивалентности вычислзпот по формуле Значение коэффициентов Кгл эквивалентности для типовых режимов натруженна (рис. 2.3) приведены в табл. 2.15. Исходное допускаемое напряжение 1о)85 изгиба для материалов: 32 чют.16угва(угй-дт.пагод.ги групп ! и и ., .

группы и1.... 1а(р = 0,25 а + 0,08 а; [а[у, = 0,22 а Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку длл материалов: (а(я 4 аб (а[я, = 2 аб (а]я, = 1,65 а „; группы 1... группы И .. группы ц! .. [а(я = 0,8 а; [а[я, = О 8 аб [а]я = 0,75 ан» 3. Межосевое расстояние (мм) н, Чне г, с все где К, = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков; К, = 550 для нелинейчатых червяков; Хяр — коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме натруженна Хяр = 1; при переменном Хяр = 0,5(квге+ 1). Начальный коэффициент аеяр концентрации нагрузки находят по графику (рис. 2.12)„для этого определяют число витков червяка в зависимости от передаточного числа: и.....

свыше 8 свыше 14 свыше 30 до 14 до 30 4 2 1 0 10 20 3 ФО 50 60 и Рис. 2.12 модуля передачи коэффициента диаметра червяка т = (1,4...1,7)а /Хэ,' сг = 2амгт - 82. ц формулу для су подставляют ближайшее к расчетному стандартное значение лк м,мм ...... 2,5;3,15;4;5 6,3;8;10;12,5 16 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 1О; 12,5; Н; 1б; 20 8; 1О; 12,5; 16 Полученное значение округляют до ближайшего стандартного. Минимально допустимое значение а из условия жесткости червяка а .„= 0„21282.

Коэффициент смещения х = а /т — 0 5(22 + о). Если по расчету коэффициент смешения (х! > 1,0, то изменяют а„, т, 82 или ф Угас лодвема линии витка червяка: зз Г хснссрунр нннс умен н»амсй»ыне Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону: для стандартной червячной пары — до стандартного числа из ряда (мм): ВО, 100, 125, 140, 160, 1ВО, 200, 225, 250, 2ВО; для есгандартной — до числа в табл. 24.1. 4. Основные параметры передачи.