dunaev_lelikova (819766), страница 11
Текст из файла (страница 11)
Коэффициент долговечности (2.62) ʄ— - фО /Л =,'/20 /126 10~=0 67. Исходное допускаемое напряжение изгиба для материала группы 11 венца червячного колеса (2.63) [о)кб =0,25о, +0,08о, = 0,25 195+0,08 490 =87,95 Н/мм~. Допускаемое напряжение изгиба (2.61) [о) = К, [о)кб = 0,67 87,95 = 58,9 Н/мм'. 3. Межосевое расстоиние червячной передачи (2.64) .
0 610~Т /10 = 6104/000/244' =146 02 Округляем до стандартного числа (см. табл. 19.1): а = 150 мм. 4. Подбор основных параметров передачи. Примем число витков червяка гб = 2. Число зубьев колеса гз = гб и„„= 2 18 = 36. Фактическое передаточное число ие = гз / гб = 36 / 2 = 18. Предварительные значения: — модуль передачи (2.66) т =(1,4 ...1,7)а./г, = (1,4 ... 1,7)150/36 = 5,83 ... 7,08 мм. Принимаем стандартное значение модуля (см.
табл. 2,11) т *6,3 мм: — коэффициента диаметра червяка (2.67) б/ = 2а /т — г, = 2. 150/6,3 — 36 = 11,62 . Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.11) д = 12,5. Коэффициент смещения (2.68) х = а„/т — 0 5(г, + д) = 150/6 3 — 0 5(36+ 12,5) = — 0 44 . 78 5. Геометрические размеры червяка н колеса (см. рис. 2.6). Диаметр делительный червяка (2,70) с(, = дт = 12,5 6,3 = 78,75 мм.
Диаметр начальный червяка Н, =т(9+2х)=6,3(12,5 — 2 0,44)= 73,2 мм. Диаметр окружности вершин витков (2.71) а., =а, +2т =78,75+2 6,3=91,35 мм. Диаметр окружности впадин (2.72) Ы, =а*, — 2,4т= 78,75 — 2,4 6,3=63,63 мм. Длина нарезанной части червяка (2.73) Ь, = (1 О+ 5 5~ х ( + г ) т = (1 0+ 5 5! — 0 44 )+ 2) 6 3 = 90 85 мм. Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1), принимаем Ь1 = 90 мм. Диаметр делительный колеса (2.74) Ы, = хат = 36.
6,3 = 226,8 мм. Диаметр окружности вершин зубьев (2.75) а„=а, +2т(1+х)=226,8+2 6,3(1 — 0,44)=233,86 мм. Диаметр окружности впадин (2.76) с(~, = а, — 2т(1,2 — х)= 226,8 — 2 6,3[1,2 — ( — 0,44)]= 206,14 мм.' Диаметр колеса наибольший (2.77) И „1 ьЫ„+бт1'(г, +2)=233,86+6-6,3/(2+2)=243,3 мм. Округлим до стандартного числа а(аа = 240 мм. Ширина венца (2.78) Ъ, =ц~„а. =0,355 150=53,25 мм.
Примем стандартное число Ь2 = 53 мм. 6. Проверочный расчет передачи иа контактную прочность. Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка ч„, =ко,т(д+2х)/60000= =3,14 540 6„3(12,5 — 2 0,44)/60000=2,07 м/с. Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре (2.80) у„= агс!8 г(х, /(д -ь 2х)] = агс!8 (2/(! 2,5 — 2 0,44)] = 9,7659 Скорость скольжения в зацеплении (2.79) ч, =ч„,/сову = 2,07/сов 9,7659 = 2,1 мlс. Уточним значение допускаемого контактного напряжения (2.59) ~а]„=(а]я, — 25ч, =300 — 25 2,! = 247,5 Нумм . Окружная скорость (м/с) на колесе ч, =лг1,л,/60000=3,!4 2268 30/60000=0356 мlс.
Коэффициент нагрузки К = ! при чз < 3 м~с. Тогда расчетное контактное напряжение (2.8 1) У,(9 + 2х) сг„= 5350(12,5 — 2 0,44) = 220,6 Нум~ 36 что находится в допустимом диапазоне. 7. Коэффициент полезного действии г! червячной передачи. Приведенный угол трения по табл. 2.12 при скорости скольжения ч, = 2,1 мlс равен р = 2'28' = 2,47'. Тогда (2.82) з) =!8у„/!8(у„+р)= !89,7659%8(9,7659 +2,47 )=0,794.
80 8. Силы в зацеплении (см. рис. 2.7). Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке (2.83): Рг =Р. = 2Тг/с/г =2'800'10 /2268= 7055 Н. Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (2.84): Р = Р г = 2Тг/(с/„, ифг))= 2 800 10 /(73,2 18 0,794)=1529 Н. Радиальная сила (2.85) Г, = Г„гби/сову. = 7055 1820%оз 9,7659 = 2606 Н. 9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Коэффициент нагрузки К = 1,0 (см. п. 6). Эквивалентное число зубьев червячного колеса х = хг/соз' 7„ = 36/соя' 9,7659 = 37,6 .
По табл. 2.13 коэффициент Угг = 1,6. Расчетное напряжение изгиба (2. 86) 0,7КУ,гРг 0,7 1 ° 1,6.7055 г — 23,7 Н/ммг, пг /гг 63 53 что значительно меньше допускаемого [о1к = 58,9 Н/ммг. 10. Тепловой расчет передачи. Мощность на червяке (2.88) Р, = 0,1 Т, п,/г) = 0,1 800 30/0,794 = 3 023 Вт. Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14) А = 0,47 м . Коэффициент теплоотдачи К, = 13 ...
18 Вт/(м 'С). Тогда по фор- муле (2.89) температура нагрева масла без искусственного охлаждения /н, =(1 — г))Р/1К,А(1+гр)]+20 = =(1 — 0,794)3023/1(13...18)0,47(1+Ог3)]ч-20 =98...77'С, что не превышает максимально допустимой температуры. Для построения компоновочной схемы следует определить Размеры отдельных участков валов, имея в виду, что будут приме- нены конические роликовые подшипники. Для входного вала червячного редуктора (3.1) г/ = 8'/Т, = 8гг/55,5 = 3 0,5 мм. 81 После округления принимаем и' = 30 мм.
Диаметры других участков вала (3.2) (рис. 3.1): Ып = Ы+ 2г„= 30+ 2 3,5 = 37 мм. Принимаем Ип = 40 мм. а~л = Ип+ Зг=40+ 3 2,5 =47,5 мм. Округляем донял=48 мм. Размеры других участков входного вала с цилиндрическим концом: — длина посадочного конца 1мя = 1,5Ы= 1,5 30 = 45 мм; — длина промежуточного участка!кв = 2,0Ып = 2,0 40 = 80 мм. Для выходного вала червячного редуктора (3.1) Ф =6~Т, =бч800 =55,7 мм. После округления принимаем Ы = 56 мм.
Диаметры других участков вала (3.2) (см. рис. 3.1): оп = Ы+ 2 г„,„= 56+ 2 2,5 = 61 мм. Принимаем Нл = 60 мм. Нвл =Нл+Зг=60+3 3,5=70,5 мм. Округляем догйяп= 71мм. Диаметр 4с принимаем равным свл, т.е. пк = 71 мм. Размеры других участков выходного вала с коническим концом: — длина посадочного конца 1мт = 1,5И = 1,5 56 = 84 мм; — длина цилиндрического участка конического конца 0,150 = =0,15 5бы8мм: — диаметр пр и длина 1р резьбы (3.9) Ыр = 0,9(Ы вЂ” О, Пмт) = 0,9(56— — О,1 84) = 42,8 мм, ближайшее стандартное значение Ыр. М39 х 3; 1р = 0,8Ир = 0,8 39 = 31,2 мм. Округляя, получим 1р = 30 мм; — длина промежуточного участка 1кт = 1,2 с(л = 1,2 60 = 72 мм; — длина ступицы колеса 1ст = д« = 71 мм. Расчет ременной передачи.
Согласно заданию движение на вал червяка передается ременной передачей. Исходные данные: моп~- ность на ведущем шкиве Р = 4 кВт, часппа вращения п = 1410 мин . Примем для расчета поликлиновой ремень. Результаты расчета выполненного по (7, 81: ремень сечения Л; число клиньев х = 8; диаметры шкивов с(1 = 100 мм, 4 = 265 мм; ширина шкива В = 45 мм; передаточное число ир„= 2,68; сила, нагружающая вал червяка, Р'р = 968 Н. Направление силы Рр принимают по линии центров передачи.
На рис. ЗЛ5 приведена эскизная компоновка червячного редуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд. 13.3. Глава 4 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ, ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС, ЧЕРВЯКОВ, ШКИВОВ И ЗВЕЗДОЧЕК По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых или червячных колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная отработка их формы. 4.1.
Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 4.1, а, б) или с выступающей ступицей (рис. 4.1, в). Значительно реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе стороны. Торцы ступицы определяют положение колеса на валу. Торцы зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев. На рис. 4.1, а-в показаны простейшие формы колес, применяемые при единичном и мелкосерийном производстве. При небольших диаметрах колес их изготовляют из прутка, а при больших — заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на Рис.
4.1 дисках колес выполняют выточки (рис. 4.1, б, в). При диаметре ,1, < 80 мм эти выточки, как правило, не делают (рис. 4.1, а). Длину 1 посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины Ьз зубчатого венца (1 > Ьз). Принятую длину ступицы согласуют с расчетом соединения (шлицевого, с натягом или шпоночного), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия с!. 1„=(0, 8 ... 1,5Щ обычно! =(1,0 ... 1,2)И.
При! > Ьз выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы Ь; в зацеплении. Диаметр а' назначают в зависимости от материала ступицы: для стали а' = (1,5 ... 1,55)с1; чугуна с! = (1,55 ... 1,6)Ы; легкмс сплавов И = (1,6 ... 1,7)д: меньшие значения для шлицевого соединения колеса с валом, большие — для шпоночного и соединения с натягом. Ширину Я торцов зубчатого венца принимают: Я = 2,2т + 0 05Ьз где т — модуль зацепления, мм. На торцах зубчатого венца выполняют фаски. Размеры фасок принимают !'= (0,5 ...
0,6)т с округлением до стандартного значения (табл. 4.1). Рне. 4.2 Рис. 4.3 На прямозубых зубчатых колесах фаску выполняют под углом ае = 45', на косозубых и шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 Н — под углом 0,1, = 45' (рис. 4.1, и, б), а при более высокой твердости — ая = 15' (рис. 4.1, в). Острые кромки на торцах ступицы, углах обода также притупляют фасками, размеры 7'которых (мм) принимают по табл, 4.1. 4.1. Размеры фасок При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двусторонние штампы. Форму зубчатых колес для этих случаев проектируют по рис. 4.2, а, б. Тонкими линиями показана заготовка колеса после штамповки.
Для свободной выемки заготовки колес из штампа принимают значения штамповочных уклонов у > 7' и радиусов закруглений Я > 6 мм. 86 Толщину диска делают С = 0,5(Я е Я„) > 0,256„ где 'о = 0,э(ц' — И)~ Для уменьшения влияния ь,+а термической обработки на точ- ссе мь ность геометрической формы 5 зубчатые колеса делают массивными: С = (0,35 ... 0,4)Ь> г Условия пластического дел формирования металла при штамповке улучшены, если вы- с емки в дисках колес выполнять ло рис. 4.3, а, б. Радиусы закя руглений принимают Я > 20 мм, а штамповочные уклоны у > 12'. В зависимости от соотношения размеров колес выемки в дисках оформляют одной дугой радиуса Я (рис.
4.3, а) или двумя Сст дугами радиуса и и плоскостью (рис. 4.3, б). Толщина диска в Рис. 4.4 этом случае С = 0,5Ь> Для снижения массы колес, что особенно важно, например, в авиастроении, колеса делают с более тонким диском (С = 0,25Ь~). радиусы закруглений принимают минимальными, в дисках выполняют 4 ... 6 отверстий большого диаметра. Однако шумовые характеристики передачи при этом существенно выше.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
