D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 4

Полученные вычислением коэффициенты 7. и у„подставляют в формулы со своими знаками. Чтобы избежать заклинивания зубьев, надо, чтобы сила Г„была направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Для Таблица 2.8 э ого направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона ее зубьев выбирают одинаковыми. Тогда у.=О 44япб,+О 7созб,; у„=О 44созб, — О 7япб,. (248) 9.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициента К определено ранее в п. 3. Значение коэффициента К принимают по рекомендации и. 10 расчета цилиндрических колес, коэффициент 9 — по рекомендации в п. 3. Значение коэффициентов У и Уг, принимают по табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев: 22 2~ сез р созе, ьа р со~в, Для прямозубых колес соззр„=1 0. Для колес с круговыми зубьями угол )3 =35'; соз35'=0,819. Напряжения изгиба в зубьях колеса огз = К,аКгг УгзГ7(бт,оо9г). Напряжения изгиба в зубьях шестерни ог, = огз ~"~„'Угз.

(2.5 1) Расчетное напряжение изгиба должно быть о <1,1(оЗ . 1О. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение он=212,10з 4 (2.52) х1 а.',в„' Расче~ное контактное напряжение должно быть в интервале ав — — (0,9...1,03) (о)в. При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса а'„. (2.50) $4.

РАСЧЕТЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ 24 Этапы расче~а передачи. 1. Выбор материала червяка и колеса. Для червяков применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 2.1). Термообработку — улучшение с твердостью < 350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и сравнительно малой длительности работы. Для передач большей мощности при длительной их работе с целью повышения КПД применяют закалку до >45 НВС, шлифование и полирование витков червяка. Материалы для червячных колес условно сведем в следующие три группы (табл.

2.9), Г р у п п а 1. Оловянные бронзы, применяемые при скорости скольжения Р;)5 м/с. Группа ~. Безоловянные бронзы и латуни, применяемые при скорости скольжения 1; = 2...5 м/с. Группа 111. Мягкие серые чугуны, применяемые при скорости скольжения Р;<2 м/с. Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, определяют предварительно ожидаемую скорость скольжения 1;-0,45 10 ~н, з/Т . (2,53) 2.

Определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения для материалов: 1 группа. Ж вЂ общ число циклов перемены напряжений ж=бОн 1.м (2.54) где 1,„ †вре работы передачи, ч. Если по расчету Ф>25 107, принимают %=25.10~. Коэффициент долговечности Кн,= в Г!0',Х (2.55) Коэффициент С учитывает интенсивность изнашивания зубьев.

Его принимают в зависимости от скорости скольжения 1; 1м/с): и, ...........,....... 5 б 7 >8 Си .................... 0,95 0,88 0,83 0,8 или по формуле С =1ббр о*зал (2.5б) ~а)но--допУскаемое напРЯжение пРи числе циклов пеРемены напряжений, равном 10: [о1но =(О 75...0,9) ов (2.57) Коэффициент 0,75 для червяков при НВ < 350; 0„9 для червяков при НКС>45; ов принимают по табл. 2.9. Таблица 2.9 25 (2.62) (2.66) относительного диаметра червяка 2а 9=— П3 (2.67) В формулу для и подставляют коэффициенты 1,5 и 1,7, получая таким образом интервал значений модуля.

В формулу для д подставляют стандартное значение и (мм), взятое из табл. 2.10. Полученное значение округляют до ближайшего стандартного, приведенного в этой таблице. 2б Допускаемые контактные напряжения [пан = ~нсСи Юно. (2.58) 11 группа. [о1но = 250 Н)мм для червяков при НВ < 350; [о3но=300Н~гммг для червяков при НКС .45.

Допускаемые контактные напряжения [о|„= [о|„- 25 1;. (2.59) 111 группа. Допускаемые контактные напряжения [о~н — — 175-351;. (2.60) Допускаемые напряжения изгиба. Ж вЂ” общее число циклов нагружений. Определено ранее по формуле (2.54). Коэффициент долговечности (2.61) [олго — исходное допускаемое напряжение изгиба. Для материалов 1 и 11 групп [о~го =0 25оз+О 08ов' П1 группы [о3эго=0,12овн Допускаемое напряжение изгиба [ ~,=к„[ 1„,. (2.63) 3.

Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачи а >61,з17'21[пан. (2.64) Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из табл. 19.1. 4. Подбор основных параметров передачи. Число витков червяка зависит от передаточного числа га и ........... свыше в до 14 свыше 14 до 30 свьппе г ~ 4 2 1 Число зубьев колеса гг=г,и.

12.65) Предварительные значения: модуля передачи и=(1,5...1,7) а 1'гг; Таблица 2.10 16 т 25;315;4;5 6,3; 8; 10; 12,5 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 1О; 12,5; 16 Минимально допустимое значение д из условия жесткости червяка д ы=0,2122 . Коэффйциент смещения х = — — 0,5 (за+ д). (2.68) Если по расчету коэффициент смещения получается !х!> 1, изменяют а, д или Фактическое передаточное число и =за/з,.

Отклонение Ли передаточного числа от заданного Ли= 4 100<4%. (2.69) 5. Геометрические размеры червяка н колеса (рис. 2.6). Диаметр делительный червяка Ы, =уи. (2.70) Диаметр вершин витков й„= !(! + 2т. (2.71) Диаметр впадин (2.72) Длина нарезанной час~и червяка при коэффициенте смещения х<0 где угол 7 = агс!8 12!/(д+ 2х)3. (2.80) 27 Ь, = (10+ 5,5 ! х !+ г,) т. (2.73) При положительном смещении (х > О) червяк должен быть несколько короче. В этом случае размер Ь„вычисленный по формуле (2.73), уменьшают на величину (70+ 60х) т/ла.

Во всех случаях значение Ь, затем округляют в ближайшую сторону до стандартного числа из табл. 19.1. Диаметр делительной окружности колеса Ы,=г,т. (2.74) Диаметр окружное~и вершин зубьев 6(.а=да+2(1+х)т. (2.75) Диаметр колеса наибольший 6(„„<6(„,+ бтра!+2). (2.76) Диаметр впадин и" з = 6(а — 2т (1,2 — х). (2.77) Ширина венца Ь, = 87,а; (2.78) !)!,=0,355 при г! =1 и 2; 1)!,=0,315 при г! =4. После расчета длину Ь, и ширину Ь округляют в ближайшую сторону до числа в табл. 19.1.

6. Проверочный расчет передачи на прочность. Предварительно определяют: окружную скорость на червяке = ка(!п,160 000 м1с. Скорость скольжения в зацеплении 1;= ~'!!сову, (2.79) По полученному значению и; уточняют допускаемое напряжение (2.58)...(2.60).

Затем определяют окружную скорость на колесе 1'2 = тсц1,па/60 000 мыс. Коэффициент нагрузки принимают К=1 при 1;<3 м/с; К= 1,1...1,3 при Г,>3 м1'с. Расчетное контакт- ное напряжение Рис. 2.6 (2.81) Расчетное напряжение должно быть в интервале о„= =10,9...1,1) 1о)л. При несоблюдении этого условия изменяют межосевое расстояние передачи. 7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червячной передачи ц=1871'1817+р), (2.82) где р' — приведенный угол трения, определяемый экспериментально. В него включены также относительные потери мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Числовое значение угла трения р' между червяком и колесом принимают по табл. 2.11. Меньшее значение для оловянной бронзы, большее значение для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.

Таблица 2.11 8. Силы в зацеплении 1рис. 2.7). Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке, (2.83) 28 Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе, Рн =~аг=2Тг/(Ыг 7)). (2.84) Радиальная сила г„=тэг 18 ~х. (2.85) Для стандартного угла и= 20' Е„= =0 364Рг. 9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. К вЂ” коэффициент нагрузки, значения которого приведены в п.

6. У'и— коэффициент формы зуба, который ДлЯ г~ г — — гг/соз У ВычислЯют по формулам: при 45>гиг>37 У =2,21 — 0,01622,; пРи ггг > 45 У'~ = 1,72 — 0,0053 ггг или принимают по табл. 2.12. Рис. 2.7 (2.86) Таблица 2.12 20 24 26 30 32 35 37 45 50 60 80 100 150 300 Уа 1,98 1,88 1,85 1,80 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 1,45 1,34 1,30 1,27 1,24 Расчетное напряжение изгиба тб, (2.87) !О.

Тепловой расчет. Червячный редуктор в связи с низким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев. Мощность на червяке (Вт) Р, =ялгТг730т(, (2.88) Температура нагрева масла без искусственного охлаждения 1.4=(1 — Ц) РДК,А)+20'<(г") „. (2.90) 29 где Т,— Н м.

Поверхность охлаждения корпуса А равна сумме поверхности всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он крспится к плите илн рамс. Размеры стенок корпуса можно взять по эскизной схеме. Приближенно поверхность охлаждения корпуса можно брать в зависимости от межосевого расстояния передачи из табл. 2.13. Поверхность охлаждения в зависимости от межосевого расстояния а„ (м) можно также определить по формуле А =12а'7' (2.89) Таблица 2.13 250 280 225 200 180 160 125 100 80 140 а„, мм А, м' 0,19 1,2 1,4 1,0 0,8 0,67 0,54 0,43 0,36 0,24 То же, с охлаждением вентилятором Ер,а —— (1 — 71) Рд ~ ~(0„7К,+О,ЗК,,) А]+20'~ ~[!ааааа.

1291) Коэффициент теплоотдачи К,=!2...18 ВТЯма С). Ббльшие значения — при хороших условиях охлаждения. Коэффициент К,, при обдуве вентилятором: л,.................. 750 1000 1500 3000 К,,................ 1 7 2 1 29 40 Здесь л,— частота вращения вентилятора, об/мин; [11а,4=95' максимально допустимая температура нагрева масла. Е 6. 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 из-за недостатка места здесь не даны.

Их следует выполнять по учебнику «Детали машин» 16). ГЛАВА З 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, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, составляют эскизную компоновку деталей передач. е и дидметры вдлов РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ Диаметры различных участков тихоходного и быстроходного валов одноступенчатых цилиндрических и червячных редукторов определяют по формулам ис.

3.1): для быстроходного вала Ы = (7... 8) * ' Т,;, для тихоходного вала Ы=(5...6)э Т„; (3.1) для валов коробок передач с1=(б...7)',/Тн(ТТ); для конических концов валов диаметр Ы согласуют с диаметром вала по табл. 12.5. Диаметры других участков валов: е~п т~+ 21вил (гтан) ~~пп оп+ 311 ~~к т нпп~ (3'2) * Диаметры валоврассчитывают на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [т1 по формуле: 10'т= И',[ ) = и И'[.). 16 О~сюда а=~ =с,/т, ~/ я [т) Гб 10 где коэффициент С=э я [т) При [т1=10...25 Н!мм' коэффициент С=б...8.

3! И„ж7з/Т„~; Ып-— — Ык — 3г или Ып(Ик; 4к=дк+3.1' 4.п= 1п+Зг~кс1к, (3.3) 32 где Т, и Тт — вращающие моменты, Н.м, на быстроходном и тихоходйом валах. Если быстроходный вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр выходного конца этого вала должен быль согласован с диаметром вала электродвигателя, т. е. Ы=(0,8...1,0)а'„ где И,— диаметр вала электродвигателя (см. табл. 19.28). Если проектируется двухступенчатый редуктор, то диаметры различных участков промежуточного вала определяют по формулам (рис.

3.2): где Т„--- вращающий момент, Й м, на промежуточном валу. Значения г и Т см. в табл. 3.1. Ббльшие значения коэффициентов перед зз/Т принимают для валов на роликоподшипниках, а также для валов шевронных передач и промежуточных валов двухступенчатых передач. Диаметры ступеней валов после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартных величин (см, табл. 19,1).