Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 8
Текст из файла (страница 8)
Коэффициент К, при обдуве вентилятором: ...... 750 1000 1500 3000 ....... 24 29 35 50 и» вЂ”- Кт» -. Здесь и — частота вращения вентилятора, мин 1. Вентилятор обычно устанавливают на валу червяка: и» = пь 2.3. АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТА НА ЭВМ И ВЫБОР ВАРИАНТА ДЛЯ КОНСТРУКТИВНОЙ ПРОРАБОТКИ 40 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 (допускаемых 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 [5, 12]. 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. (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 соображениям жесткости увеличением диаметра вала от концевого участка к участку расположения шестерни необходимо выполнение условия (здесь 4 вычисляют по формуле (2.5)): — для шестерни цилиндрической передачи редуктора (2.6) 41 йд > 1,254 На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, 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 (Н„р —— = 28,5 НКС, Н„, = 24,8 НКС); 11 — закалка ТВЧ шестерни и улучшение колеса (Н|,р — — 47,5 НКС, Нг,р — — 28,5 НЕС); 111 — цементация шестерни и колеса (Н„р —— = 59 НКС, Н2,р — — 59 НЕС). В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают 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 общих ограничений: — 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.). Ноо 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 ир, редуктора и выше поверхностная твердость зубьев, тем труднее удовлетворить конструктивным ограничениям. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости вычисляют диаметр а' (мм) концевого участка быстроходного вала — для передвижной шестерни цилиндрической ступени коробки передач (2.7) "Л ~18(; — для шестерни конической передачи (2.8) Ы ~ > 1,350.
При учебном проектировании оптимизацию полезно проводить с использованием графиков, которые строят по результатам расчета на ЭВМ. Цилиндрический одноступенчатый редуктор. Следует проанализировать влияние способа термообработки и относительной ширины колес на массу т„зубчатых колес, массу гп редуктора, межосевое расстояние а„„, диаметры ф и ~17з окружностей впадин зубьев шестерни и колеса, окружную силу Р, в зацеплении. При выборе рационального варианта необходимо отдать предпочтение варианту с меньшей массой, удовлетворяющему, кроме общих, дополнительным конструктивным ограничениям: — диаметр пд зубьев шестерни должен удовлетворять условию (2.6); — для обеспечения соразмерности редуктора и деталей, устанавливаемых на концах входного и выходного валов, необходимо, чтобы диаметр ведомого шкива ременной или диаметр ведущей звездочки цепной передачи не превышали более чем на 20% диаметр 4д вершин зубьев колеса; — должно быть обеспечено размещение в корпусе редуктора подшипников валов передачи с возможной установкой между подшипниками болта крепления крышки и корпуса редуктора (при плоскости разъема корпуса по осям валов).
Коробка передач. Анализ проводят так же, как для цилиндрического одно- ступенчатого редуктора, но с проверкой выполнения условия (2.7) и учетом того, что колеса в коробках передач уже, чем в редукторах. Конический одноступенчатый редуктор. Анализируют влияние способа термообработки зубчатых колес на их массу т„, массу тр, редуктора, внешнее конусное расстояние Л„внешний диаметр й„з вершин зубьев колеса, средний делительный диаметр И, шестерни, окружную силу Р, в зацеплении. При выборе рационального варианта необходимо отдать предпочтение варианту с меньшей массой, удовлетворяющему, кроме общих, дополнительным конструктивным ограничениям: — средний делительный диаметр шестерни должен удовлетворять условию (2.8): — для обеспечения соразмерности редуктора и деталей, устанавливаемых на концах входного и выходного валов, необходимо, чтобы диаметр ведомого шкива ременной или диаметр ведущей звездочки цепной передачи не превышали более чем на 20% диаметр Ы„з вершин зубьев колеса.
Планетарный редуктор. Анализируют влияние способа термообработки и относительной ширины колес на массу т, зубчатых колес, массу гпр, редуктора, межосевое расстояние а„, диаметры ф„фз и ф окружностей впадин зубьев солнца, сателлита и эпицикла. В качестве рационального нужно выбрать вариант с меньшей массой, но с возможностью размещения подшипника в сателлите, соразмерностью солнечной шестерни и входного вала, соразмерностью эпицикла и детали, устанавливаемой на конце выходного вала. Червячный редуктор. Расчет проводят последовательно для разных материалов венца червячного колеса (БР010НФ, БР05Ц5С5, БРА9ЖЗЛ). Анализируют влияние материала венца на суммарную массу тп, червяка и червячного колеса, массу тп,„редуктора, межосевое расстояние а, КПД, температуру з„масла в редукторе.
Наиболее целесообразным является вариант с возможно меньшей массой и большим КПД при допустимой температуре масла в редукторе, с оценкой целесообразности установки вентилятора на быстроходном валу и соразмерности редуктора и деталей, устанавливаемых на концах входного и выходного валов. Двухступенчатый цилиндрический (коническо-цилиндрический) редуктор. Для оценки результатов расчета строят графики, отражающие влияние распре- 30 зо 40 20 зо ш го 0,7 1,0 1,3 мт/мт 1,0 1,3 ит/ит б 0,7 о мм 80 23О 60 200 40 1,О 1,З м/ 0,7 1,0 1,3 г 0,7 Гтя, мм 80 60 40 20 1,О 1,3 "/" д 0,7 Рис. 2.15 деления общего передаточного числа и д между быстроходной ив и тихоходной ит ступенями редуктора (и „= ивит), а также способа термообработки зубчатых колес (при необходимости и их относительной ширины) на основные качественные показатели: массу т„зубчатых колес, массу гп „редуктора, суммарное межосевое расстояние а, = а„в + а т, диаметр ф впадин зубьев быстроходной шестерни, диаметры Н,гв и Н,гт вершин зубьев колес быстроходной и тихоходной ступеней.
Поиск варианта с наименьшей массой привода должен предусматривать выполнение следующих конструктивных ограничений: — диаметр ф (или И,) шестерни быстроходной ступени должен удовлетворять условию (2.6) (или (2.8)); — должно быть обеспечено размещение в корпусе редуктора подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней; между подшипниками валов тихоходной ступени должен быть размещен болт крепления крышки и корпуса редуктора (при плоскости разъема корпуса по осям валов); — при смазывании зацеплений погружением в масляную ванну зубчатых колес обеих ступеней разность ЬВ = ~ 0,5(Н,гт — Н,гв)~ должна быть по возможности меньше при выполнении условия ЬЛ < 0,250,гт.
На рис. 2.15, а — д приведены графики, построенные по результатам расчета двухступенчатого цилиндрического редуктора, выполненного по развернутой схеме, для трех способов термообработки зубьев шестерни и колеса (см. выше 1, П, П1) и трех способов распределения передаточного числа аг,„= ивит между ступенями редуктора: всего 9 вариантов. На рис. 2.15, а проведена штриховая линия, соответствующая минимально допустимому значению диаметра впадин быстроходной шестерни по условию (2.6). В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
