dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 4

Диаметр внешней делительной окружности колеса Кя Кньпу~ Ы,', =165з (2.33) 2. Углы делнтельные конусов, конусное расстояние и ширина колее. Углы делительных конусов колеса и шестерни б~ = 90' — бг б, = агс18 и; (2.34) Точность вычисления до четвертого знака после запятой. Конусное расстояние А, = И,',/(2з)пб,). (2.35) Ширина колес Ь = 0,285Я,. (2.36) 3. Модуль передачи. Коэффициент Кн определяют по формуле (2.28).

Индекс схемы принимают Я = 2, коэффициент ум — по формуле (2.32). Для прирабатывающихся колес (Н, < 350 НВ): прямозубых Кьв = 1,0; с круговыми зубьями Крв = 1,1. Значение коэффициента Кр„принимают: — для прямозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,5; > 350 Н — 1,25; — для косозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,2; > 350 Н — 1,!. Коэффициент 8г принимают для прямозубых колес равным 0,85, для колес с круговыми зубьями — по табл. 2.6. 28 Внешний окружной модуль передачи 14К,К Т (2.37) г(,',Ь0, [о], где т„— для конических колес с прямыми зубьями; т,„— для колес с круговыми зубьями. Вместо [о]г в расчетную формулу подставляют меньшее из значений [о]т и [о]т.

Точность вычисления до четвертого знака после запятой. Округление вычисленного значения модуля до стандартной величины можно не производить. 4. Числа зубьев колес. Число зубьев колеса г, = д,',/т,(т„). Число зубьев шестерни (2.38) Ли =( и — и 100/и<4 о. (2.40) 6. Окончательные значении размеров колес (рис. 2.4). Точность вычислений до четвертого знака после запятой. Углы делительных конусов колеса и шестерни: Ь, = агс1ди; б, = 90' — бь Ф' Делительные диаметры колес; прямозубых а',=тг„' с(„,=т„г,; с круговым зубом Нн = т„г„' д„, = т,„г,. Рис. 2.4 (2.41) 29 г, =г,/и. (2.39) Полученные значения округляют в ближайшую сторону до целого числа. н 5.

Фактическое передаточное число. Фактическое передаточное число и = г,/г,. Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4 ',4, т.е. Коэффициенты х,~(хи) и хы(х„~) смещения для шестерни (колеса) прямозубой и косозубой соответственно вычисляют по формулам (2.42) или принимают по табл. 2.7 и 2.8. Внешние диаметры колес: прямозубых с(, = Ив + 2(1 + х„)т, соз б,; г7„, = р1„+ 2(1 + х„)т, соз Ь,; с круговым зубом и'„, = с1„+ 1,64(1 + х„,)т, соя Ь,; (2.44) Ы р =Ни ь164(1+х.т)т„созб, Для передач с г1 и и, отличающимися от указанных в табл. 2.7 и 2.8, значения х,1 и хы принимают с округлением в большую сторону.

7. Пригодность заготовок колес. Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки (мм): Р„„=аи+2т,(т„)+6 мм; Я =8т,(т„). Полученные расчетом Р и Я сравнивают с предельными размерами Р„р и Я„р (см. табл. 2.1). Условия пригодности заготовок колес: Р <.Р „Я ь Я„р. 2.7. Значения коэффициентов смешения хн для прямозубых шестерен (4.43) хо при пе едаточном числе и 1,25 1,0 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 020 0,34 0,31 0,30 0,28 0,26 0,23 0,19 015 0,18 0,17 0,15 0,14 0,13 0,1 1 009 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 30 12 13 !4 15 16 18 20 25 30 40 0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 022 0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,3! 024 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27 2.8. Значения коэффициентов смещения х„, для шестерен с круговым зубом хы при передаточном числе и 1,6 4,0 1,0 1,25 2,0 5,0 3,!5 2,5 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 8.

Силы в зацеплении (рис. 2.5); окружная сила на среднем диаметре колеса Г, = 2Т,(й„,, где Ы, = 0,857Н„; (2.45) осевая сила на шестерне: прямозубой Р,1 = Г, !8а япбб с круговым зубом Рм = у,р;; (2.46) радиальная сила на шестерне: прямозубой Гн =Г,!8асозбб с круговым зубом Гн = у„Гь (2.47) Осевая сила на колесе рг =гн' радиальная сила на колесе г,2 = Г,ь Коэффициенты у, и у„для угла !3 = 35'. у, =044з)пб, +07созб,; у, =044созб, — 07з(пб,. (248) Полученные значения коэффициентов у, и у„подставляют в 31 12 13 14 15 16 18 20 25 30 40 0,12 0,1 1 0,10 0,09 0,08 0,07 0,05 0,23 0,22 0,21 0,19 0,17 0,15 0,1 1 0,09 0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,1 1 0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14 0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,16 0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 формулы со своими знаками. Заклинивание зубьев не произойдет, если сила Г,~ направ- лена к основанию делительного конуса ведущей шестерни.

Поэтому выбирают направление вращения шестерни (смотреть Рис. 2.5 г„, = з,)(соз' 11„, созб,); сн = з,/(соз' 13 созб,). (2.49) Для прямозубых колес соз'13„= 1,0. Для колес с круговыми зубьями угол 13„, = 35'; соз35' = 0,819. Напряжения изгиба в зубьях колеса (т,, — для прямозубых, а т,„— для передач с круговым зубом) К,„К„Уь„Г, "- = ЬтЛт„,)Зг (2.50) Напряжения изгиба в зубьях шестерни о„, = ог,)'„„/У„.. Расчетное напряжение изгиба должно быть оя < 1,! [о]~-, (2.51) 32 со стороны вершины делитель- ного конуса) и направление наклона зубьев одинаковыми: например, при ведущей шестерне с левым наклоном зуба направление вращения должно быть против движения часовой стрелки. 9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Значение коэффициентов К>-„„Крв и 9ь определено ранее. Значения коэффициентов Угз~ и У~:.;~, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по табл. 2.9 в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев: 2.9. Значения коэффициента Уня формы зуба и концентрации напряжений Значения Уж при коэффициенте х смещения инструмента г или -0,4 -0,2 -0,6 +0,4 +0,6 +0,2 12 3,67 14 4,00 4,30 3,89 17 4,08 3,78 20 25 3,70 30 4,38 3,64 4,37 4,06 3,98 3,80 3,80 3„71 3,71 3,66 3,62 3,61 40 3,60 60 3,57 80 3,57 100 3,58 200 3,59 10. Проверка зубьев колес по контактным напряженним.

Расчетное контактное напряжение К„„Км, иТ, ан =212'10 И1 зн (2.52) Расчетное контактное напряжение должно быть в интервале а„= (0,9 ... 1,03) !а1н. При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса ц~,~. 33 1 — щ292 4,22 3,91 4,02 3,80 3,86 3,70 3,70 3,62 3,63 3,60 3,62 3,59 3,61 3,59 3,62 3,30 3,58 3,32 3,56 3,34 3,52 3,37 3,51 3,40 3,51 3,42 3,52 3,46 3,53 3,49 3,53 3,51 3,59 3,56 2.2. Расчет червячных передач ч„=0,45 10 'и, и!оТ». (2.53) 2.

Определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напрянсения для материалов: Группа 1. /!/- общее число циклов перемены напряжений /!/=60п, Т,„, (2.54) Исходные данные: Тз — вращающий момент на колесе, Н м; пг — частота вращения колеса, мин; и — передаточное число; и, С» — время работы передачи (ресурс), ч.

1. Выбор материала червяка и колеса. Для червяков применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 2. ! ). Термообработку улучшение с твердостью < 350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. Область применения таких передач с архимедовыми червяками (ЛА) сокращается.

Для передач большей мощности при длительной их работе с целью повышения КПД применяют закалку до твердости на поверхности ~ 45 НЕС, шлифование и полироваиие витков червяка. Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (2/), а перспективными — нелинейчатые: образованные конусом (УК) или тором (УТ). Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков шлифуют с высокой точностью конусным или торондным кругом. Передачи с нелинейчатымн червяками характеризует повышенная нагрузочная способность. Для силовых передач следует применять звольвентные и нелинейчатые червяки. Материалы для зубчатых венцов червячных колес условно сведем в следующие три группы (табл.

2.10). Группа 1. Оловянные бронзы, применяемые при скорости скольжения в зацеплении ч, > 5 мlс. Группа 11. Безоловянные бронзы и латуни, применяемые при скорости скольжения ч, = 2 ... 5 м/с. Группа 111. Мягкие серые чугуны, применяемые при скорости скольжения ч, < 2 м/с. Так как выбор материала для колеса обусловлен скоростью скольжения, определяют предварительно ожидаемую скорость скольжения (м/с) где 1,„— продолжительность работы передачи (требуемый ресчре), ч. Если по расчету Ф~ 25 10', то принимают Ф = 25 10'.

Коэффициент долговечности а~)07/)Ч (2.55) ч„мlс... 5 6 7 >8 С„... 095 088 083 080 или по формуле С = 1,66ч "" (2.56) Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 10" [о~„, = (0,75...0„9)п, . (2.57) Коэффициент 0,9 — для червяков с твердыми (Н > 45 НКС) шлифованными и полированными витками; 0,75 — для червяков при твердости < 350 НВ; и, принимают по табл. 2.