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

Минимально дОПуСтИМОЕ ЗНаЧЕНИЕ с7 ИЗ уСЛОВИя жЕСтКОСтИ ЧсрняКа с',7;„= 0,212~2. Хоэффициент смещения х = а /т — 0,5(~2+ сг), Если по расчету коэффициент смещения ~х~ > 1,0, то изменяют а, т, ~2 или г7. Угол нодвема линии витка червяка: 33 Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону: для стандартной червячной пары — до стандартного числа из ряда (мм): 80, 100, 125, 140, 1б0, 180, 200, 225, 250, 280; для нестандартной — до числа в табл. 24.1. 4. Основные параметры передачи.

Число зубьеа колеса ~2 = ~~ и. Предварительные значения: 7,г5 7,го 7,75 7,70 7,05 на делительном цилиндре у = агЩЫ/4; на начальном цилиндре т„= агсВ(М(Ч+ 2хИ ' Фактическое передаточное число иф = ~2/~~. Полученное значение иф не должно отличаться от заданного более чем на: 5 % — для одноступенчатых и 8 % — для двухступенчатых редукторов. 5. Размеры червяка и колеса (рис.

2.13). Диаметр делительный червяка а1 = дт; диаметр вершин витков 41 =4+2т; диаметр впадин ф= с~1 -2,4т. Длина Ь1 нарезанной части червяка при коэффициенте смещения х$ 0 Ь1 = (10+ 5,5 ~4 + ~1)т. (2.4) При положительном коэффициенте смещения (х> О) червяк должен быль несколько короче.

В этом случае размер о|, вычисленный по формуле (2.4), уменьшают на величину (70+ 60х)т/~2. Во всех случаях значение о1 затем округляют в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную рачетом длину Ь~ увеличивают: при т <10 мм — на 25 мм; при т = 10 — 16 мм — на 35 — 40 мм. Диаметр делительный колеса аз = Фзт; диаметр вершин зубьев 4р= дз+ 2т(1+х).„ ф=4-2т(1,2-х); диаметр колеса наибольший Амит ~ Иад+ 6т/(~1 + Ц, где й = 2 для передач с эволъвентным червяком; к = 4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.

Ширина венца Ьз= у,а„где у,=0,355 при „~ =1 и 2; у,=0,315 при ~1 =4. 6. Проверочный расчет передачи иа прочность. Определяют скорость скольжения в зацеплении 1,„= ю„~ассоц„, где ~,„~ = пп1т(о+ 2х)/60 000. Здесь ч„~ — окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с; п1 = пзиф, мин '; и — в мм; у„— начальный угол подъема витка. Ло полученному значению ч,„уточняют допускаемое напряжение ~а)л. . Вычисляют расчетное напряжение 34 У, й+2х) он= %Ил.: где ~' = 5350 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков, 4, = 4340 лля передач с нелииейчатыми червяками (образованными конусом или тором); Х = Кц„Кле — коэффициент нагрузки.

Окружная скорость червячного колеса, м/с: ~2 = ип24/б0000, При обычной точности изютовления и выполнении условия жесткости червяка принимают: Хи, = 1 при ч2 ~ 3 м/с. При 12 > 3 м/с значение Кн„принимают равным коэффициенту Хд„(табл. 2. б) для цилиндрических косозубых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев ~350 НВ той же степени точности. Коэффициент Хл~ концентрации нагрузки: Хл~ 1+ (~2/ф(1 - Х), где 0— коэффициент деформации червяка (табл.

2.16); Х вЂ” коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и зитков червяка. Табл ица 2.16 При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис, 2.2) коэффициент Х вычисляют по формуле Х=2 (т; цк„~1 ~'т 2 (п,с„1)1, ! ( где Ть ли Ь~ — вращающие моменты на вму червячного колеса на каждой из ступейей нагружения и соответствующие им частоты вращения и продолжительность действия; Т (7) — максимальный из длительно действующих (номинальный) вращающий момент.

Значения Х для типовых режимов нагружения и случаев, когда частота вращения вала червячного колеса не меняется с изменением нагрузки принимают по табл. 2Л7. Таблица 217 7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червячной передачи Ч =1В /1а(7.+ р), 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 между стальным червяком и колесом из бронзы принимают в зависимости от скорости скольжения ~, .

15 0'50' 1'10' 0,5 31О 3 40' ~, и/с Р 7,0 1 00' 1 30' 10 О'55' 1 20' 1,0 2 30' 3 10' 1,5 2 20' 2'50' 3,0 1 30' 2 00' 4,0 1'20' 1 40' 2,0 2 ОО' 2'30' 2,5 1'40' 2 20' Меньшее значение р — для оловянной брон- зы, большее — для безоловянной бронзы, латуни и чугуна, 8. Силы в зацеплении (рис. 2.14). Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке; Рд= Р,1= 2 10 Т2/4~, Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе: Уа= Ра2=2 ' 10 Т~~йц1ифф.

Радиальная сила У; = Га1ба. Для стандартного угла а = 20' У*„= 0,3645~ 9. Проверка зубьев колеса по иапряжеииям изгиба. Расчетное напряжение изгиба Рис. 2.14 ХРа Ух1 СОХ 7,„ 1,3т'1Е+ г 1 где Х вЂ” коэффициент нагрузки, значения которого вычислены в п, 6; Уд— коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от ~„2= =~2/со837 20 24 1,98 1,88 50 60 1,45 1,40 26 28 30 32 35 37 40 45 1,85 1,80 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 80 100 150 300 1„34 1,30 1,27 1,24 10.

Проверочный расчет иа прочность зубьев червячиого колеса при действии пиковой нагрузки. Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Т „, Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Х„,р = Т /Т, где Т= Т вЂ” максимальный из длительно действующих (номинальный) момент (см. рйс.

2.2). Проверка на контактную нрочносвь при кратковременном действии пикового момента: оутах оН ~Жер ~ Илах (уяххх оМтер ь Ияхвх. Допускаемые напряжения [о1и - и Ии принимают по и. 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 Т2л2/х1. Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения 36 Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента: граб = (1 — т1)Р1/[Х7А(1 + ф)~ + 20 ~ ~фри. Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором (1- ч) Р1 + 20' Р где у = 0,3 — коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; Яр,б = 95 — 110'С вЂ” максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла). Поверхность А (м2) охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех его 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 (м2) поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния: 125 140 160 180 0,35 0,42 0,53 0,65 250 280 1,14 1,34 200 225 0,78 0,95 80 100 0,16 0,24 Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент тепло- отдачи Х, = 12 — 18 Вам~ 'С) (большие значения при хороших условиях охлаждения). Коэффициент Х при обдуве вентилятором; 750 1000 1500 3000 24 29 35 50 пв Здесь и, — частота вращения вентилятора, мин '. Вентилятор обычно устанавливают на валу червяка: и, = пь 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 используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемъи напряжений), распределения общего передаточного числа между ступенями и др.

Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант, Например, в пакете прикладных программ ПДМ вЂ” проектирование деталей машин — расчет проводят в два этапа. На первом 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 и др. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором зтапедля выбранного варианта получают все расчетные параметры, 37 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 термообработки) 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 (Н1,р = =28,5НКС„Н2, = 24,8НКС,); И вЂ” закалка ТВЧ шестерни и улучшение колеса ~Н~„= 47,5НКЕ„Л2, = 28,5НКС,); Ш вЂ” цементация шестерни и колеса (Н~ р = 59НКСэ Жср =59Н Сэ) З качестее критерия онтимальности наиболее часто нринимают 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 о6щих ограничении — 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.). Лод конструктивными 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 и редуктора и выше поверхностная твердость зубьев, тем труднее удовлетворить конструктивным ограничениям. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости вычисляют диаметр Ы (мм) концевого участка быстроходного вала з~7Б 1 (2.5) где К = 7 для цилиндрических и К = 8 для конических передач; Тв — вращающий момент на валу, Н м. В связи с обычным по соображением жесткости увеличением диаметра вала от концевого участка к участку расположения шестерни необходимо выполнение условия (здесь й вычисляют по формуле (2,5)): — для шестерни цилицдрической передачи редуктора «„~1,2И; (2.6) — для передвижной шестерни цилиндрической ступени коробки передач ф ~1,8<1; — для шестерни конической передачи 401 2 1,35И.