kursovoe_proektirovanie (514469), страница 33
Текст из файла (страница 33)
Дополнвтельные параметры при модифвкапии (рис 6.1, 6): коэффициент глубины модификации профиля головки зуба Ь,» = 0„005...0,02; коэффициент высоты модификации л,» = 0,45. В раде заданий значения модуля гя выбраны условно, без учета действующих нагрузок н схемы привода. Так как после выполнения первых двух листов проекта известен характер изменения нагрузки ва входном и выходном валах машинного агрегата, то рекомендуется определить модуль вз условия контактной прочности боковых поверхностей зубьев. В курсовом проекте по теории механизмов выбор материала деталей в допускаемых напряжений не проводят, так как этн вопросы рассматриваются в курсе «Детали машиюь Прввимяют, что колеса изготовлены нз термообработанной стали марки 40Х с пределом прочности на растяжение с,=900 МПа н пределом текучести с,=750 МПа. Допускаемое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев можно принять 1с]л — — 640 МПа, а допускаемое напряжение изгиба в зубьях — ]а]р = 315 МПа.
Ряа Н! Предварительное значение межосевого расстояния а (мм) рассчитывают нэ условыя контактной прочносты боковых поверхностей зубьев." для прямозубых колес а =(игв+1) для косозубых н шевронвых колес Здесь и,в=гз/г! — заданное передаточное отношеаие; [а]ив допускаемое контактное напряженые, МПа; Ка = 1,1.. 2,5 — коэффициент ва!руэкы при расчете ва контактную аынослваость; М! =(М! ), — номваальное (среднее) значение крутящего момента на валу шестерки гп Н м„41; — Ь!а„— коэффицыент ширины зубчатых колес, ф; — 0,2...0,5.
Принимаа средние значевва Кя = 1,12; [а)» — — б40 МПа; 03. = 0,315,формулы дла определенна межосеаого расстоявиа приводят к частному виду: для прямозубых колес в!71000012 1,12 ~, в 1'Зг а„=(и!э+1)Д-- — ) — * — 1'=9,54(и,2+1) / — '; Д 440 ) О,ЗГ5 и вз «/» для косозубых н шеаронвых колес Э!78500!2 1 12 Мв в~м а„=(и,в+1) (~ — ) — ' — '=8,5б(и!в+1) / — '. «/1 640) 0,315 ио «/ио По предварительному значевию межосеаого расстояния а, находят значевие модула 7и по соотношению л! = 2а„Д(и!в+ 1) гД. Окончательное значевве модуля 7и выбирают вз стандартного ряда модулей (СТ СЭВ 310 — 7б), мм; 1-й рва .
1; 1,25 2; 2,5; 3; 4; 5; б; 8; 1О; !2; 1б; 20; 25; 32; 40; 50 2-й рвк . . . 1,!25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22; 28; Зб; 45 Коэффициент сь радиального зазора может быль увеличен до 0,35 для цилиндрическах передач с модулем лв=1 мм в менее и уменьшен до 0,20 — для конических передач с прямыми зубьями с модулем т= 1 мм н более. Допускается также увеличение коэффициента радиального зазора цилиндрической зубчатой передачи до сч = 0,35 при обработке колес долбяками н шеверами и до сь =0,40 при обработке под зубошлифоваиве.
После анализа и уточнениа исходных данных при расчете зубчатой цилиндрической передачи выбирают коэффициенты смещения и рассчитывают параметры передачи, размеры зубчатых колес и измерительные размеры зуба дла контроля профиля. Далее рассчитывают качественные показатели передачи и геометрические параметры зубчатой передачи и зубчатых колес, приводимые ва рабочих чертежах и схеме зацепления. Результаты расчета отображают в форме построения станочного и рабочего зацеплений. Цель главы Эта глава позволяет студенту получить навыки расчета геометрических параметров показателей качества зубчатых передач, выбрать границы допустимых значений смещения исходного контура инструмента, назначить оптимальный вариант для расчета размеров зубчатой передачи и зубчатых колес.
Результаты расчетов на ЭВМ представить в форме таблиц (распечаток) и в графическом виде проанализировать взанмодеиствие сопряженных профилей. ИК ВЫБОР КОЭФФИЦИЕНТОВ СМЕЩЕНИЯ Положение исходного производящего контура (ИПК) относительно делительной окружности проектируемого зубчатого колеса оказывает влияние на форму профиля зуба в торцовом сечении, а следовательно, и на эксплуатационные свойства проектируемого зацепления. За нулевое смещение принимают такое положение ИПК, прн котором его делительная прямая касается делительной окружности зубчатого колеса. Расстояние по нормали между делительной прямой ИПК и делительной окружностью колеса называют смещением, а отношение величины смещения к расчетному модулю называют коэффициентом смещения и обозначают буквой х. Расчетный модуль ш — линейная величина, в я раз меньшая нормального шага зубьев по делительной окружности.
Коэффициент смещения — величина безразмерная, но имеет знак: х)0, если дели- тельная прямая ИПК располагается вне делительной окружности варезаемого колеса, т. е. смещение осуществляют в сторону увеличения станочного расстояния, и х<0, если при смещении делительная прямая ИПК пересекает делительную окружность зубчатого колеса. Коэффициенту смещения х првписывают индексы: 1 — для шестерни х,, 2 — для колеса х . Коэффициент смещения влияет на форму зуба, который может оказаться в пределе подрезанным илн заостренным (рис.
6.2). Подобные формы зуба считаются недопустимыми. Предельные значения коэффициента смещения, соответствующие наименьшему и наибольшему смещениям исходного производящего контура, обозиача;0агют: х, х;, — коэффициент наименьшего смешения исходного контура, прн котором отсутствует подрезание зуба; х, х,ъ — коэффициент наибольшего смещения исРаа 62 ходного контура, при котором отсутствует геометрическое заострение зуба. Расчетное значение коэффициента смещения х должно быть в пределах: х ~х(х . Длл ориентировочного выбора коэффициентов смещения на рис.
6.3 приведены графики х(г), ограничивающие область, в которой не наблюдается ви подреза зуба (граничная линна 1), ни заострения вершины (граничная линна 2). Например, для г,=13 коэффициент х,;,=0,24, а коэффициент х»=0,877. Наименьшее число зубьев г для ко1ис без смещениа (х=0) определяетса по формуле 2Л»~ ° г .
для колес с заданным смещением г . =2(Л1» — Л; — х)соър1ъшга;, для прямозубык колес без смещениа при 74» =1 и а=20' г »=2 1/ъ)аг20'=17. Наимеиыпий коэффициент смещения по критерию отсутствия подрезания зуба при заданных чнслак зубьев ъ, и г; г -г, 17 г, х ы,=Л,» — — — ге — — =1-0058г,; г»ь 17 г -гд 17-гг х»ьг= Л,» — — — .— 1 — 0,058г . г»Ь 17 В пределах области дозволенных значений коэффициента сме- 276 шелиа х («) ва рве.
6.3 взображевы также й г кривые 3 и 4, показыва«.ли Х ющие зависвмость х(«) М коэффвцвевтов прв определеиных споотношеииах между толщи- а« вой зуба вершины ь; в расчетвым модулем ль Крвваа 3 соответ- У ствует г,ь=з„/т=0,3, лд а крввал 4 — «,"=0,4. Раа ав Эти зиачевиа я,' рекомсндуетса привимать прв проектировании как граничные: з,ь>0,3 длл колес везакалеввых с однородной структурой материала зубьев; «,ь>0,4 длк колес с поаерхвосгвым упрочиевием зубьев. Эти кривые позволают выбирать величвву х с учетом этой рекомевдации. Напрвмер, дла колеса с числом зубьев х,=13 иезакалеввого стального с одиородиой структурой х,ил=0,53, а дла колеса с поверхностным упрочвевием зубьев х,ис=0,39.
При другах видах химико-термической обработки поверхвосгв зубьев предельные зиачевиа «,ь приввмают следующими: вормааизацвл, улучшевие — > 0,25...0,30; цемевтациа, азотвроаавие — > 0,30...0,40; закалка — > 0,40...0,45, Длл передач с малыми нагрузками (кввематическвх) в силовых передач 6 — 7-й степеви точности (по ГОСТ 1643 — 81 установлено 12 степеней точности, из которых самаа ввзкаа— даиидцатал) предельное звачеиве «.ь можит быть уменьшено до 0,10...0,25.
Длв кииематическвх передач с числом зубьев х =х„+гз>34 рекомевдуетса примеюпь коэффициент суммы смещений х =О. табаева к1. Кез44вааапм овавава д«а ааавввтввааз зэачатмз аауадвч При этом если г, = 12...16, то рекомевдуетса првменать равносмешенную передачу с х, = 0,3 и х = — 0,3 (табл. 6.1). Дла силовых зубчатых передач учитывают основные качественные показатели: коэффвциевты перекрытиа я„е,; удельного скольжения Ао 2х н Удельного давлениа 2Р „. В зависимости от конкретных условий работы проектируемой передачи назначают допустимые значения того или иного параметра. Для передач обшего назначениа при отсутствии дополнительных условий синтеза пользуютсл рекомендациями, приведенными в табл.
6.2 и 6.3. Теблаца 6.2. Казбфмеыачм маецаеаа даа саммых аередач арм саебедаем аыбере мемесеаеса рассамааа ее430 таблица б.з. кехвбееааеесы ачемеааа х дла сааеаых а асмемашмсаах аередач ара Задеваем меемиеаае рессамааа Длв передач, к которым предьавлаютса повышенные требованна к ресурсу работы и надежности, к выбору коэффициентов смешении подходит более внимательно, т. е. критервн работоспособности передачи выбирают с учетом назначениа передачи и условий ее эксплуатации.
При этом обычно учитывают накопленный опыт проектированиа и эксплуатации передач, который обобщают в форме номограмм, таблиц (см. Приложение П) или эмпирических формул. Теблаве 6.4. Гееваввиекзк заетевав аеза(вваваок зкезееааа ве виелзоав веабелевка азакеетеавкза ° аеМелеаавв савоетазлзавв зееаеаие зз ееа з, зо ии 18 28 34 гг и 0,63 0,66 О,7О 0,76 0,91 1,00 1,16 1,'31 0,65 0,66 О,'71 0,76 О,яб 0,97 1,1г 1,20 1,44 1,67 1,90 12 15 18 22 28 34 ег 50 65 80 1ОО 0,36 о,43 олм 0,49 О,'48 О,54 0,53 0,55 о,ю 0,67 0,57 0,60 0,63 0,71; О,85 о,ю 0,63 0,67 0,74 0,86 1,00 0,63 0,68 0,68 0,76 о,88 1,00 1,15 0,64 0,67 0,71 0,76 0,88 0,99 1,17 1Д2 1,56 0,65 0,67 0,71 О,'76 0,87 098 1,14 1,28 1,54 1,'81 В табл.
6.4 приведе- а) аы рекомендуемые значения коэффициентов «у смещения х, и хз по критерию наибольшей нзносостойкостн н на- 2 нбольшего сопротивления заеданню с учетом ограничений по коэффициентуу перекрытиа, и и допустимой толщине зуба по вершние. Эти рекомендапни можно В Л В и и 18 27 К Гз й использовать при расчете прямозубых колес 2Г закрытых и открытых 48 лз передач, для которых несущаа способность 45 лимитируется износом гз.е я' или заеданием. Распро- 44 страневныьш являзотся рекомендации В.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
