П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование деталей и узлов машин), страница 7

Ъсго зубьев колеса Гэ — — 8!и. Предварительные значения: 1,25 1,20 1,15 1,10 1,05 чют.Кугвамй-дт.пагод.ги на делительном цилиндре т = агсфхт/д); на начальном цилиндре т„= агстКЬЛЧ+ 2х)1. Фактическое передаточное число ие = го~хе Полученное значение ие не должно отличаться от заданного более чем на: 5 % — для одноступенчатых и 8 % — для двухступенчатых редукторов. 5.

Размеры червака и колеса (рис. 2. 13). Диаметр целительный черняка д1 = йт1 диаметр вершин витков да = д1 ч-2т; диаметр впадин дтт = д1 - 2,4и. Длина Ь~ нарезанной части червяка при коэффициенте смещения х Г 0 Ьт = (10 ь 5,5 Ц + х1)и. (2.4) При положительном коэффициенте смещения (х > 0) червяк доажен быть несколько короче. В этом случае размер Ьь вычисленный по формуле (2.4), уменьшают на величину (70+ 60х)и/хз.

Во всех случаях значение 61 затем округляют в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную рачетом длину Ьт увеличивают: при и <10 мм — на 25 мм; при и = 10 — 1б мм — на 35 — 40 мм. Диаметр делнтельный колеса диаметр вершин зубьев дчз= 4+ 2и(1+х); диаметр впадин да = дт - 2и(1,2 - х); диаметр колеса наибольший дчиз < дю+ бт)(дт -~- lс), где 1с = 2 для передач с звольвентным червяком; 1с = 4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.

Ширина венца Ьз = р,а где ч~, = 0,355 при х1 = 1 и 2; р, = 0,315 при хт = 4. б. Проверочный расчет передачи на прочность. Определяют скорость скольжения в зацеплении т~ч„= ччр'аозт„где гчт = ап1и(д+ 2х)/60 000. Здесь ч т — окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с; п1 = нтио, мин "; и — в мм; тч — начальный угол подьема витка. зто полученному значению у, уточняют допускаемое напрязкенне 1о)л.

Вычисляют расчетное напряжение Зч чют.гтугваруй-дт.пагод.ги 'а (О+гя) за+ Д+гя 1 Таблица 216 При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис. 2.2) коэффициент Хвычисляют по формуле Х= '» (Тз н» Ьа») 7' (Т '» (и, Еи)), » где Ть на Еы — вращающие моменты на валу червячного колеса на каждой из ступеней натруженна и соответствующие им частоты вращения и продолхапельиссть действия.„Т (Х) — максимальный из длительно действующих (номинальпый) вращающий момент. Значения Х для типовых режимов натруженна и случаев, когда частота вращения вала червячного колеса не меняется с изменением нагрузки принимают по табл.

2.17. Таблица 217 7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червячной передачи Ч =гят 10(7 +Р), где 7, — угол подьема линии витка на начальном цилиндре; р — приведенный »тол трения, определяемый экспериментально 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 в зависимости от скорости скольжения ц .

2,5 3,0 4,0 7,0 1О 15 1 4У 1'ЗО' 1'Э»' 1 00' 0'55' 0'5У 2 20' 2 00' 1 40' 1 30' 1 Э»' ! 10' 35 1,5 2,0 2'20' 2 ОУ 25У 230' 0,5 1,0 З'1О г'ЗО 3 40' 3 10' », м/а Р где Я', = 5350 для эвольвензных, архимедовых и конволютных червяков, ла = 4340 лля передач с нелинейчатыми червяками (образованными конусом или тором); К= Кя»Кяз — коэффициент нагрузки.

Окружная скорость червячного колеса, м,/с: гг = анги»г/60000. При обычной точности изготовления и вынолнении условия лсестности червяка принимая»т» Кгь = 1 при гг к 3 мгс. При гг > 3 м»10 значение Кгь принимают равным коэффициенту Кю (табл. 2 6) для цилиндрических кос озубых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев 5350 НВ той же степени точности. Коэффициент Кяз концентрации нагрузки: Кяз 1+ (кгг'0~(1 - Х), где 9— коэффициент деформации червяка (табл. 2.16); Х вЂ” коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяха.

чют.Кугвазггй-дт.пагогу.ги Меньшее значение р — дая оловянной бронзы, большее — для безоловянной бронзы, латуни и чугуна. 8. Силы в зацеплении (рис. 2Л 4). Окружная сила яа колесе, равная осевой силе на червяке: Ррг=Р,7=2 10 Тгудг Окоужиая сила иа червяке, равная осевой силе на колесе: Р,7= Р2= 2 ° 10 Тг/(4( 1иб,и) Радиальная сила Р„= Рагха. Для стандартного угла а = 20' Р„= 0„364Р12 9. Проверка зубьев колеса по напряженним изгиба. Расчетное напряжение изгиба Рис.

2.14 Хьа Уи рерт ар=, ' я 1о)р, 1,Зе 14 + 2х) где х — коэффициент нагрузки, значения которого вычислены в п. 6; трг— коэффищгент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от грг= =82/со837„: 10. Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса прн действии пиковой нагрузки. Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Т . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Хр,р = Т ]Т, где Т= Т вЂ” максимальный из длительно действующих (номинальный) момент (см. рис. 2. 2). Проверка яа коятактяую лрочиость при кратковременном действии пикового момента: о~ = ол'Г~р < [о]я Проверка зубьев червячного колеса на прочность ло иаяряжеииям изгиба при действии пикового момента: оярр„= срК р я [о] я Допускаемые напряжения [о]гл и [о]я, принимают по п.

2. 11. Тепловой расчет. Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев. Мощность (Вт) на червяке Р1 = 0,1 Тгррг[ц. Температура нагрева масла (корпуса) прн установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения Зб 20 г4 26 ж зо 1,38 1,88 1,85 1,80 1,76 50 60 80 100 150 1,45 1,40 1,34 1,ЗО 1,27 32 35 37 40 45 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 300 З,гр чют.Кугвамй-дт.пагод.ги гг,е = (1 — П)РЯХтА(1 + 'у)) + 20'ь (7) 6. Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором [' — Ч) 1 + 20а 5 111 [[0 65 4 Ч) Х 4 О 35К,) Л мо а, ин....... 80 1ОО 125 140 160 180 Л)О 225 250 280 Л, и ........ 0,16 0,24 0,35 0,42 0,53 0,65 0,78 0,95 1,14 1,34 Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент тепло- отдачи А; = 12 — 1 8 Вт)(м2 'С) (большие значения при хороших условиях охлаждения).

Коэффициент Х при обдуве вентилятором: 750 1000 1500 3000 24 29 35 50 ав Здесь л, — частота врашения вентилятора, мин '. Вентилятор обычно устанавливают на валу червяка: л, = нь 2.3. АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТА НА ЭВМ И ВЫБОР ВАРИАНТА ДЛЯ КОНСТРУКТИВНОЙ ПРОРАБОТКИ При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности. Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем исполъзуемой яяформации, позволяет произвести расчеты с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров; сносвба термической обработки или шимвняемых материалов (допускаемых нанряжвний), распределения общего лврвдамочного чисаа между ступенями н др.

Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели н с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант. Например, в пакете прикладных программ ПДМ вЂ” проектирование деталей юшин — расчет проводят в два этапа. На лврвои отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма и колес, диаметр впадин шестерни быстроходной ступени, диаметры вершин колес, межосевое расстояние я др. Анализируя результаты расчета, выбиршст рациональнь1й вариант.

На втораи зтанв для выбранного варианта получают все расчетные параметры, 37 где у = 0,3 — коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; (7)ме = 95 — 110'с — максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла). Поверхность А (м2) охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех сто 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 от межосевого расстояния: чют.Кугвамй-дт.пагод.ги бз > 1,25б; (2.б) — для передвижной шестерни цилиндрической ступени коробки передач бгз > 1,8сг — для шестерни конической передачи (2.7) бнг > 1,35~А 38 (2.8) требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников. Обычно варьируют следующие параметры: — твердости рабочих поверхностей зубьев колес (способ термообработхи) или материал венца червячного колеса; — коэффициент ширины зубчатого венца; — распределение общего передаточного числа между ступенями. Расчет зубчатых передач проводят для нескольких сочетаний твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса, соответствующих способу термической обработки: 1 — улучшение шестерни и улучшение колеса (Ньа = =28,5НКС„Нм = 24,8НКС,); П вЂ” закалка ТВЧ шестерни и улучшение колеса (Н1, = 47,5НКС„Н-„= 28,5НКС,); 1П вЂ” цементация шестерни и колеса (Н„, = 59НКС, Нмг = 59НКС,).

В качестве критерия оптимальности наибсиее часто принимают массу изделия. Масса характеризует материалоемкость, она тесно связана с габаритами и трудоемкостью изготовления, а стоимость материала составляет значительную часть стоимости машины. Особое значение уменьшение массы имеет для транспортных машин, летательных аппаратов. Выбор варианта выполняют с учетом следующих обирск ограничений. — возможности конструктивного решения выбранного варианта; — дефицитности материалов (для редукторов общепромышленного применения предпочтительны малолегированные стали и безоловянные бронзы, особенно при крупносерийном производстве); — технологических возможностей производства (наличие соответствующего оборудования для зубонарезания; при высокой твердости материала колес необходимы отделочные операции: шлифование, притирка поверхностей зубьев); — соразмерности узлов и деталей привода (электродвигателя, редуктора, ременной или цепной передачи, приводного вала и др.).

Под конструктивныии ограничениями понимают прежде всего возможность изготовления зубьев шестерни и обеспечение необходимой прочности и жесткости быстроходного вала, возможность размещения в корпусе редуктора подшипников валов быстРоходной стУпени. Чем больше пеРедаточное число ир,л РедУкгоРа и выше поверхностная твердость зубьев, тем труднее удовлетворить конструктивным ограничениям. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жеспсости вычисляют диаметр б (мм) концевого участка быстроходного вала икн ~7Б ~ (2.5) где К = 7 для цилиндрических и К = 8 для конических передач; Тв — вращающий момент на валу, Н м.