Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004, страница 5

2,2раза больше Ов).3. Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачиa^>K„ljTj[a]l ,(2.64)где /Са = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков; Ка = 530 для нелинейчатых червяков. Полученное расчетоммежосевое расстояние округляют в большую сторону до числа изтабл. 19.1.4. Подбор основных параметров передачи. Число витков z\червяка назначают в зависимости от передаточного числа и:исв. 8 до 14 св.

14 до 30св.30Z,421Число зубьев колесаZ2 = Z] и.(2.65)Предварительные значения:- модуля передачиm = (l,4...1,7K/z,;(2.66)- коэффициента диаметра червякаq^lajm-z,.(2.67)В формулу для т подставляют коэффициенты 1,4 и 1,7, получая таким образом интервал значений модуля.В формулу для q подставляют стандартное значение т (мм),взятое из табл. 2.11. Полученное расчетом значение q округляютдо ближайшего стандартного, приведенного в этой таблице.372.11. Рекомендуемые сочетания значений m n qтЯ6,3; 8; 10; 12,52,5; 3,15; 4; 5168; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 10; 12,5; 16Минимально допустимое значение q из условия жесткостичервяка= 0,212z2.Коэффициент смещенияx=(2.68)Если по расчету коэффициент смещения получается | х j > 1,0,ТО изменяют а^, т, z^ или q.Фактическое передаточное число u^-^z^jz^.

Отклонение отзаданного передаточного числа не должно быть больше 5 %, т.е.100/г/<5 %.(2.69)5. Геометрические размеры червяка и колеса (рис. 2.6).Диаметр делительный червякаd\ = qm.(2.70)Диаметр начальный червяка= fn{q -ь 2х).Диаметр окружности вершин витков da\ = d\ ^ 2т.(2.71)Диаметр окружности впадинdj\ = d\- 2,4m. (2.72)Длина b\ нарезанной части червяка при коэффициенте смещения < ОЬ, =(lO + 5,5|x| + z,)w.(2.73)При положительномкоэффициенте смещения{х > 0) червяк должен бытьнесколько короче. В этомслучае размер Ь^ вычисленный по формуле (2.73),уменьшают на величинуРис. 2.6(70+ 60x)m/z2. Во всехслучаях значение Ь] затем округляют в ближайшую сторону дочисла из табл. 19.1.38Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетомдлкну Ь\ увеличивают: при /w < 10 мм - на 25 мм: при w = 10 ...

16 мм на35 ... 40 мм.Диаметр делительный колесаd2 = Z2m.(2.74)Диаметр окружности вершин зубьев+(2.75)Диаметр окружности впадинd^,=cJ,-2m{\,2-x).(2.76)Диаметр колеса наибольший(2.77)Ширина венцаЬ^ =,(2.78)где v|/a = 0,355 npnzi = 1 и 2; v|/a = 0,315 npnzi = 4.После расчета длину Ь^ и ширину bj округляют в ближайшую сторону до числа в табл.

19.1.6. Проверочный расчет передачи на контактную прочность. Предварительно определяют окружную скорость (м/с) наначальном диаметре червяка-ь2х)/60000.Скорость скольжения в зацеплении=v„,/cosy„ ,(2.79)где угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндреу, =arctg[z,/(? + 2x)].(2.80)По полученному значению Vv уточняют допускаемое напряжение (2.58)... (2.60).Затем определяют окружную скорость (м/с) на колесеV, = Tid.n, /60000 .Коэффициент нагрузки принимают К = 1 при V2 < 3 м/с;1,1 ...

1,3 при V2 > 3 м/с.39Расчегаое контактное напряжение (Н/мм^)z^+q + 2x(2.81)где Zc = 5350 для эвольвентных, архимедовых и конволютныхчервяков, Zc = 4340 для передач с нелинейчатыми червяками (образованными конусом или тором); Г2 - в Н м, Лн; - в мм.Расчетное напряжение должно находиться в интервалеОн = (0,8 ... 1,1) [а]я. При невыполнении этого условия изменяютмежосевое расстояние а^ и уточняют основные параметры передачи.7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червячной передачиЛ = tgy./tg(y,+p),(2.82)где у^ - угол подъема линии витка на начальном цилиндре;р - приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла.

Значение угла р трения междустальным червяком и колесом из бронзы принимают по табл. 2.12в зависимости от скорости скольжения Vv2.12. Значения приведенного угла трения р междустальным червяком и колесом из бронзы, латуни и чугунаV«0,51,01,52,02,53,04,07,01015м/ср3°10' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1°30' 1°20' 1°00' 0°55' 0°50'3°40' 3°10' 2°50' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1°30' 1°20' 1°10'Меньшее значение р - для оловянной бронзы, большее - длябезоловянной бронзы, а также для латуни и чугуна.8. Силы в зацеплении (рис.

2.7).Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:F„=F^,=2Tjd,.40(2.83)Окружная сила на червяке,равная осевой силе на колесе:(2.84)Радиальная сила=F,,tga/cosY, . (2.85)Для стандартного угла а =20°= 0,364^,2/cosy,.9. Проверка зубьев колесапо напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгибат Ь,<1,1[а],, (2.86)Рис. 2.7где К - коэффициент нагрузки,значения которого вычислены в п. 6; ¥/^2 - коэффициент формызуба колеса, который для z^, = z./cos'вычисляют по формулам:при45>z,, >37Г,.

= 2 , 2 1 - 0 , 0 1 6 2 z ( 2 . 8 7 )приz^, >45Y,,= 1,72-0,0053z^,или принимают по табл. 2.13.2.13. Значения коэффициентов Уу^ формы зубачервячного колесаZv2Yn201,98241,88261,85281,803032351,641,76 1.71371,61401,55451,481Продолжение табл. 2.13Zv2501,45601,40801,341001,301501,273001,2410. Тепловой расчет. Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.41Мощность (Вт) на «^вяке(2.88)где Ti - Н м.Поверхность А охлаждения корпуса равна сумме поверхностивсех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпусприлегает к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно взятьпо эскизному проекту (см.

ниже). Приближенно площадь А (м^)поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимостиот межосевого расстоянияпередачи из табл. 2.14.2.14. Значения площади^ поверхности охлахсдениякорпуса червячного редуктораClw,ММА,м^801001251401601802002252502800,16 0,24 0,35 0,42 0,53 0,65 0,78 0,95 1,14 1,34Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения^раб+<Мраб,(2.89)где v|; = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; [/]раб = 95 ... 110максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит отмарки масла).Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором^раб ~;(0,65(1 + ч / К + 0 , 3 5 А : ,-+20° < Мраб.(2.90)Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи13 ...

18 Вт/(м^-®С) (большие значенияпри хороших условиях охлаждения).Коэффициент Ххв при обдуве вентилятором:п.750 1000 1500 3000Кг.4224293550Здесь «в - частота вращения вентилятора, мин'\ Вентиляторустанавливают на валу червяка: щ =обычно2.3. Расчеты других типов передачКинематические и силовые расчеты планетарных и волновыхпередач приведены в гл. 9 и 10 настоящего пособия. Расчеты ременных и цепных передач вследствие недостатка места здесь неданы. Их следует выполнять по учебникам [7, 8, 12].Глава 3ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕПосле 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, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, составляют эскизную компоновку деталей передач.3.1. Диаметры валов. Расстояния между деталями передачПредварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов цилиндрических и червячных редукторов, коробок передач определяют по формулам (рис. 3.1):- д л я входного (быстроходного) вала (рис. 3.1, а)- д л я выходного (тихоходного) (рис. 3.1, б)с1>{5...бЩ;- ДЛЯ валов коробки передач(3.1)г^Де Гб и Гт - вращающие моменты. И м, на входном и выходномвалах соответственно;43Xг' • 'V^ 1taXfс?-/. Ю1fO,t5d,в)Рис.

3.1- для конических концов валов диаметр d согласуют с диаметром вала по табл. 12.5.Структуру приведенных формул поясним следующими рассуждениями. Предварительные значения диаметров валов определяют израсчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [т]:Отсюдагде коэффициент С = 06-1О7(7г [т]).44Рис. 3.2При [т] = 10 ...

25 Н/мм^ коэффициент С = 6 ... 8.Диаметры других участков валов (рис. 3.1):(3.2)Если входной вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр выходного конца этого вала должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя, т.е. d = (0,8 ... 1,0)^1, где d\ - диаметр вала электродвигателя(см. табл. 19.27).Если проектируют двухступенчатый редуктор, то диаметрыразличных участков промежуточного вала определяют по формулам (рис. 3.2):^п "^^к(Исполнение I) или d^ <d^ (Исполнение II),где Гпр - вращающий момент, Н м, на промежуточном валу.Большие значения числовых коэффициентов в формулах(3.1)...

(3.3) принимают для валов на роликоподшипниках, а такжедля валов шевронных передач и промежуточных валов двухступенчатых редукторов при твердости колеса выше 55 HRC.Диаметры ступеней валов после вычисления округляют вближайшую сторону до стандартных величин (см. табл. 19.1).Диаметры концов входного и выходного валов согласуют сдиаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива,звездочки, полумуфты).45Рис.

3.3Высоту /цил(^кон) заплечика при цилиндрической или конической форме конца вала, координату г фаски подшипника и размер/(мм) фаски колеса на промежуточном валу принимают в зависимости от диаметра d (мм) посадочной поверхности (табл. 3.1).3.1. Рекомендуемые высоты заплечиков и размеры фасок, ммd17-22 24-30 32-38 40-44 45-50 52-58 60-65 67-75 80-85 90-95^цил33,53,53,544,54,65,15,65,6^кон1,51,82,02,32,32,52,72,72,72,9г1,522,52,5333,53,544f111,21,21,6222,52,53П р и м е ч а н и е .

Координата фаски г дана приближенно,точное значение см. в табл. 19.18 - 19.26.На рис. 3.3 дан пример вычерчивания вала конической шестерни. Вершины делительных конусов и конусов впадин колеса ишестерни сходятся в точке "О" пересечения осей. Для обеспеченияпостоянного по всей ширине радиального зазора между зубьямиколеса и шестерни образующие внешнего конуса шестерни должны быть параллельны образующим конуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса колеса - образующим конуса впадиншестерни.Диаметры (мм) отдельных участков вала-шестерни определяют по соотношениям (рис.