Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 8

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 8)

Колеса грузоподъемных механизмов.Ответственные зубчатые колесасельскохозяйственных машин.Зубчатые колеса нормальныхредукторов.До 6До 10Обкатка или копирование инструментом, профилированным в соответствии с действительным числом зубьевколеса.Зубья не шлифуются, принадобности отделываютсяили притираются.389(пониженной точности)Зубчатые колеса, предназначенные для грубой работы, ккоторый не предъявляются требования нормальной точности.Ненагруженные передачи, выполненные по конструктивнымсоображениям большими, чемследует из расчета.До 2До 4Любой.Специальных доводочныхопераций не требуется.Требования к шероховатости рабочей поверхности зубьев:Степень точностиRa (более)Rz (более)30,63-40,63-50,63-60,63-71,25-820940*- степень точности по нормам плавности paботы может быть на одну степень грубее.- степень точности по нормам кинематической точности может быть на одну степень грубее, если передача не многопоточная.**Таблица 3.1.5.

Степени точности зубчатых колес, применяемых в различных изделиях [4].СтепеньточностиВид изделияИзмерительные колесаРедукторы турбин и турбомашинМеталлорежущие станкиЖелезнодорожный состав(пассажирский)СтепеньточностиВид изделия3-63-6Автомобили:легковыегрузовые3-75-7ТракторыРедукторы общего назначения5-87-96-86-8Вид изделияПрокатные станыШахтные лебедкиКрановые механизмыСельскохозяйственныемашиныСтепеньточности6-98 - 107 - 128 - 123.1.4. Расчет геометрии цилиндрических зубчатых передач.1.

Делительное межосевое расстояние, ммa=( z2 ± z1 )m ,2cos βгде знак плюс берется для внешнего зацепления, а минус – для внутреннего зацепления.2. Коэффициент суммы смещений (для внешнего зацепления)xΣ = x1 + x2.3. Коэффициент разности смещений (для внутреннего зацепления)xd = x2 – x1 .4. Угол профиля α t определяется из соотношенияtgα t =tgα,cos βгде α – угол исходного контура (α = 20°).5. Угол зацепления α twа) для внешнего зацепления:invα tw =2 xΣtgα+ invα tz1 + z2б) для внутреннего зацепления:invα tw =2 xd tgα+ invα tz2 − z139где, как известно, invα = tgα – α, и величину угла по известному значению его эвольвентной функции и обратно можно определить по таблицам, приведенным в [5].6. Межосевое расстояние, ммaw = acos α t .cos α tw7.

Делительные диаметры, ммd1(2) =z1(2) mcos β.8. Передаточное отношениеu=z2.z19. Начальные диаметры, ммd w1 =2 aw;u ±1d w2 =2awu,u ±1где знак плюс берется для внешнего зацепления, а минус – для внутреннего зацепления.10. Коэффициент воспринимаемого смещенияy=aw − a.m11.

Коэффициент уравнительного смещенияа) для внешнего зацепления:б) для внутреннего зацепления:∆y = xd − y∆y = x Σ − y ,12. Диаметры вершин зубьев, мма) для внешнего зацепления:б) для внутреннего зацепления:d a1 = d1 + 2m(ha* + x1 − ∆y ),d a1 = d1 + 2m(ha* + x1 ),d a 2 = d 2 + 2m(ha* + x2 − ∆y ).d a 2 = d 2 − 2m( ha* − x2 − 0,2).13. Диаметры впадин зубьев, мма) для внешнего зацепления:б) для внутреннего зацепления:d f 1 = d1 − 2m(ha* + c * − x1 ),d f 1 = d1 − 2m( ha* + c * − x1 ),d f 2 = d 2 − 2m(ha* + c* − x2 ).d f 2 = d 2 + 2m(ha* + c* + x2 ).14. Основной диаметр, ммd b1( 2 ) = d1( 2) cosα t .4015. Угол профиля зуба в точке окружности вершинcosα a1( 2 ) =d b1( 2)d a1( 2 ).16. Шаг зацепленияpα = π m cos α17. Осевой шаг (для косозубых передач)px =πm.sin β18.

Коэффициенты торцевого перекрытия соответственно шестерни и колесаεα 1(2) =z1(2)2π(tgα a1(2) − tgα tw ).19. Коэффициент торцевого перекрытия передачиа) для внешнего зацепления:εα =б) для внутреннего зацепления:z1tgα a1 + z2tgα a 2 − ( z1 + z2 )tgα tw;2πεα =z1tgα a1 − z2tgα a 2 + ( z2 − z1 )tgα tw;2π(3.1.1)Для прямозубых передач рекомендуется εα ≥ 1,2, а для косозубых εα ≥ 1,0.20. Коэффициент осевого перекрытияεβ =εβ = 0 для прямозубой передачи;bw. - для косозубой передачи;.pxрекомендуется εβ ≥ 1,2.21. Коэффициент перекрытияεγ = εα + εβ.22. Основной угол наклона βb определяется из соотношенияsin β b = sin β cos α .23.

Эквивалентное число зубьевzv1( 2 ) =z1( 2)cos3 β.24. Окружная скорость в зацеплении, м/сV =πd1n160000,где d1 – мм и n1 – об/мин.413.1.5. Проверка подрезания, заострения и интерференции внешних зубьев зубчатых колес.Подрезанием профиля зуба в станочном зацеплении с производящей рейкой называется пересечение главной поверхности зуба с переходной поверхностью. Для обеспечения отсутствияподрезания зубьев необходимо, чтобы выполнялось следующее условиеz ≥ zmin,Минимально допустимое число зубьев zmin определяется по следующим зависимостям:для β = 02(hl* − ha* − x1(2) )zmin1(2) =sin 2 α;для β ≠ 0zmin1(2) cos 2 β= 2(h − h − x1(2) )cos β  2 + 1 . tg α*l*aНаименьший коэффициент смещения, при котором для данного значения z отсутствуетподрезание зубьев, определяется по зависимостям:для β = 0xmin1(2) = h − h −*l*az1(2) sin 2 α2;для β ≠ 0xmin1(2) = hl* − ha* −z1(2)2cos β (cos 2 β ctg 2α + 1).Заострение зубьев имеет место, когда толщина зубьев на цилиндре вершин равна нулю.Условие отсутствия возникновения заострения зубьев величиной максимально допустимого коэффициента смещения:xmax1(2) =2 z1(2) (invα ∓ invα t ) − π4tgα,где верхний знак относится к внешним, нижний – к внутренним зубьям.Интерференцией называется явление, заключающееся в том, что при рассмотрении теоретической картины зубчатого зацепления часть пространства оказывается одновременно занятойдвумя взаимодействующими зубьями.Условия отсутствия интерференции профилей зубьев колес в зацеплении при их нарезанииреечным инструментом:1) для исключения интерференции головок зубьев колеса и переходных кривых у ножекзубьев шестерни необходимо, чтобы42 z sin α t (ha* − x1 ) aw sin α tw − 0,5 d a22 − db22 ≥  1−m.sin α t  2 cos β2) для исключения интерференции профилей головок зубьев шестерни с переходными кривыми у ножек зубьев колеса необходимо, чтобы z sin α t (ha* − x2 ) −aw sin α tw − 0,5 d a21 − db21 ≥  2m.sin α t  2 cos β3.1.6.

Расчет номинальных размеров для определения взаимного положения разноименныхпрофилей зубьев.Взаимное положение разноименных профилей зубьев может определяться постоянной хордой по дуге некоторой окружности dy, длиной общей нормали или размером по роликам (шарикам), которые являются контролируемыми параметрами.__Постоянную хорду sc и высоту до постоянной хорды h c (рис.3.1.5) рассчитывают по следующим зависимостям:_s c1(2) = (0,5π cos 2 α ± x1(2) sin 2α )m;__h c1(2) = 0,5(± d a1(2) ∓ d1(2) − s c1(2) tgα ),где верхние знаки относятся к внешним, а нижние - к внутренним зубьям.Рис.3.1.5.Рис.3.1.6.Длина общей нормали (рис.3.1.6)W1(2) = [π ( zn1(2) − 0,5) + 2 ⋅ x1(2) ⋅ tgα + z1(2) ⋅ invα t ]m ⋅ cos α ,где zп - число зубьев (или впадин для внутренних зубьев), охватываемых данной общей нормали.Величину zп определяют в результате округления до ближайшего целого значения zпr, которое находят по формулеzn1(2) =2 x1(2)tgαz  tgα x−−invαt  + 0,5.π  cos 2 βbz1(2)Точки пересечения общей нормали с профилями зубьев целесообразно выбирать на окружности dx = d + 2 x m.

Профильный угол в этих точках43cos α x1(2) =z1(2) cos α tz1(2) + 2 x1(2) cos β.Если при этом получается cosαх > 1, то следует принимать zп ≥ 3. Округление zп можетпривести к тому, что точки пересечения общей нормали с профилями зубьев окажутся за пределами активных профилей.Торцовый размер М по роликам (шарикам) диаметром D (рис.3.1.7) находят по следующимзависимостям:1) для прямозубых и косозубых зубчатых колес с внешними зубьями при четном числезубьев (для dD + D > da)M1(2) = dD1(2) + D1(2);где dD - диаметр окружности, проходящей через центры роликов (шариков);2) для прямозубых зубчатых колес и только по шарикам для косозубых колес с внешнимизубьями при нечетном числе зубьев (для dD + D > da)M1(2) = dD1(2) cos (90º/z1(2)) + D1(2);Рис.3.1.7.3) только по роликам для косозубых зубчатых колес с внешними зубьями при нечетномчисле зубьев и только по шарикам для косозубых колес с внутренними зубьями при β > 45° (приусловии, что dD ± D/cos βD ≥ da)M 1(2) =d D1(2)2tg β D 90 λ λ + 4tg β D cos +  ± D1(2) ,z 1(2) 2 222где tgβD = (cosαt tgβ)/cosαD;λ – определятся по графику на рис.3.1.8.44Рис.3.1.8.4) для прямозубых колес с внутренними зубьями при четном числе зубьевM1(2) = dD1(2) — D1(2);5) для прямозубых колес с внутренними зубьями при нечетном числе зубьевM1(2) = dD1(2) cos(90º/z1(2)) – D1(2);6) только по шарикам для косозубых колес с внутренними зубьями при четном числе зубьевM1(2) = dD1(2) — D1(2);7) только по шарикам для косозубых колес с внутренними зубьями при нечетном числезубьевM1(2) = dD1(2) cos(90º/z) – D1(2).Размер М при внутренних зубьях должен быть меньше, чем dD - D; в свою очередь, требуется соблюдение условия dD + D < df.Для определения значения М при α = 20° диаметр роликов и шариков принимают:•для внешних зубьев D ≈ 1,7m;•для внутренних зубьев D ≈ 1,5m.Стандартные значения диаметров роликов D (мм) по ГОСТ 2475—52 для контроля разме-ров зубьев при т ≥ 0,15 мм:0,200; 0,343; 0,402; 0,433; 0,511; 0,6; 0,724; 0,796; 0,866; 1,003; 1,302; 1,441; 1,553; 1,591; 1,732;1,833; 2,020; 2,071; 2,217; 2,311; 2,595; 2,865; 3,106; 3,177; 3,287; 3,310; 3,468; 3,580; 3,666; 4,091;4,141; 4,211; 4,400; 4,773; 5,175; 5,493; 6,212; 6,585; 8,282; 8,767; 10,353; 10,950; 12,423; 13,133;16,555; 17,352; 20,706; 21,863; 24,287; 26,231.45Стандартные значения диаметров шариков D (мм) по ГОСТ 3722—60 для контроля размеров зубьев при т ≥ 0,8 мм:1,300; 1,588; 2,000; 2,381; 2,500; 3,000; 3,175; 3500; 3,969; 4,000; 4,500; 4,763; 5,000; 5,159; 5,500;5,556; 5,953; 6,000; 6,350; 6,500; 7,000; 7,144; 7,541; 7,938; 8,000; 8,731; 9,000; 9,525; 9,922; 10,000;10,319; 11,000; 11,113; 11,509; 11,906; 12,000.

12,700; 13,494; 14,000; 14,288; 15,000; 15,081; 15,875;16,000; 16,659; 17,000; 17,463; 18,256; 19,000; 19,050; 19,844; 20,638; 22,225; 23,019; 23.813; 25,400.Диаметр окружности, проходящей через центры роликов (шариков)d D1(2) =d cos α t,cos α D1(2)где угол профиля по окружности dD, проходящей через центр ролика (шарика) вычисляют поформулеinvα D1(2) = invα t ±D1(2)z1(2) m cos α∓0,5π − 2 x1(2)tgαz1(2),где верхние знаки относятся к внешнему зацеплению, а нижние к внутреннему.3.1.7. Модификация профиля головки зуба.Для улучшения работоспособности тяжело нагруженных и высокоскоростных цилиндрических зубчатых передач с внешним зацеплением рекомендуется применять исходный контур с модификацией профиля головки зуба (рис.3.1.9), при этом для m > 1 линия модификации прямая, при0,1 < m < 1 модификацию рекомендуется выполнять в форме закругления.Рис.3.1.9.Рис.3.1.10.Рекомендованные параметры модификации, соответствующие стандартным исходным контурам, приведены в табл.3.1.5.

При m > 1 величину ∆* рекомендуется выбирать в зависимости отмодуля и степени точности передачи в соответствии с рис.3.1.10 [3].Таблица 3.1.5. Рекомендуемые параметры модификации [3]ПараметрУсловноеобозначениеКоэффициент высоту модификацииКоэффициент глубины модификацииhg*∆*Численное значениеm≥10,1≤m< 1≤0,45≤0,02≤0,5≤0,0246Модификация головок зубьев приводит к снижению коэффициента перекрытия до величины εαМ < εα.

Характеристики

Список файлов учебной работы