Книга: Методичка для курсового по деталям машин (Живов)

Распознанный текст из изображения:

— 15-

Таблица 3

Таблица 4

~с„~ = о,Я.,[б ], Гб1~),

(7)

~б„./ 6 1,25 у,'-'ру,7 у.уу.,

~ б' /= 1,23/~ 1~.~

(9)

а=У (ы Г/'

л~ р~, ~8)

где

Н начеотве допуокаевого кон*актного напряпення двя поняков бой пе дачи ппинимается меньшее из двух значений

для шестерни или колеса.

Н качестве допускаемого контактаого напояаення дуд конов бой пепе ачи п унимается словное допускаемое контактное напояжение, рассчитанное по обоим значениям ~ б,у/ для шестерни и колеса

причем должнв выполняться условие

где Лн1, — меньшее из двух значений ~0;,~, и ~~у„у

иначе принимают

2.1.4. Определение мешосевого расстояния

Основным параметром закрытой зубчатой цилиндрической передачи в редукторе, гарантирующим ее работоспособность, является меиосевое расстояние й

коэффициент, равный для прямозубой передачи

Й~ =495 МПа « ,для косозубой - ~'а =430 МПа 1/3.

коэффициент распределения нагрузки по ширине

зубчатого венца; величину ~'„в устанавливают

согласно п.2.1.5;

коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

по мелосевому расстоянию; величину

устанавливают согласно п.2.1.5.

Величины: 7~у, и известны по исходным данным, а ~0' /

определено в п.2.1.5.

2.1.5. Определение коэффициентов ~~,у;, ~'~ , А' „в

В начале проектного расчета по табл .4 выбирают значение

коэффициента рабочей ширины зубчатого венца по делительному

диаметру шестерни Рг~ - ~ ~~Ф~

Примечание к табл.4 : Большие значения коэффициента Ыд' принимают для максимальных передаточных чисел ~ при постоянных нагрузках. При переменных нагрузках следует принимать средние значения коэффициента У~р~ в заданном интервале.

Значение коэффициента Ф~~ рассчитывают по формуле

По данным таблицы 5 в зависимости от величины коэффициента У~~ , устройства передачи — расположения колеса относительно опор — и поверхностной твердости зубьев находят значение коэффициента ~нв (числитель для НВ ~ 350; знаменатель - для НВ ) 350).

Распознанный текст из изображения:

-16-

— 17—

Таблица 5

Значения коэффициента /4,~

Коэффициент " 8а'

Расположение колеса относительно опор

симметричное

несимметричное

консольное

1,15/1,55 1,24/1,60 1»55/1»85

Примечание к табл.5 : При несимметричном расположении колеса относительно опор меньшие значения коэффициента при заданной поверхностной твердости зубьев даны для жесткого вала ( Р/А ) ~ 5...6 ( Р— расстояние между опорами вала, мм; Фц — диаметр цапфы вала в опоре, мм).

2.1.6. Вычисление величины межосевого расстояния ш согласование

ее со стандартом

Величину межосевого расстояния вычисляют по формуле (8) и согласуют ее с ГОСТ 2185-66, устанавливающим следующий ряд обязательных значениИ ~ : 40; 50; 65; 71; 80; 90; 100; П2;

140» 160» 180» 200» 224» 250» 280» 515» 555» 400» 450»

500; ... 2500 мм. Округление величины с" в меньшую сторону рекомендуют производить в том случае, если расчетное значение межосевого расстояния не более чем на 5 7 превышает стандартное; в противном случае округление следует производить « ~ ближайшего большего значения по ГОСТУ.

2.1,7. Определение модуля зацепления

При проектном расчете закрытой прямозубой цилиндрической передачи модуль зацепления ~г (нормальный модуль ~п для косозубой передачи) определяют по эмпирической формуле

Л или

0,4 О,б 0,8 1,0 1,2 1»4

1,0 /1,01 1,01/1,05 1,05/1,06 1,04/1, 10 1,05/1,13 1,07/1,15

1»02 ° ° ° 1»05/1»05 ° ° ° 1»12 1,04...1,08/1,09...1,20 1,06...1,12/1,14...1,27 1,08... 1,15/1,18...1,57 1,10...1,18/1,25...1,50 1,15...1,25/1,52...1,60

/72„= (0,01...0,02) а . (10)

Расчетное значение модуля согласуется с ГОСТ 9565-60» устанавливающим следующий ряд обязательных значений п~- 1;.. ° 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 5; 5,5; 4; 4,5; 5; 5,5; б;

7; 8; 9; 10. "100 мм.

Для силовых передач модуль не следует принимать менее 1,5 мм.

2.1.8 Определение числа зубьв шестерни ~, и колеса

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

А.

У, = ( .«с08/5) /Ю~~ (11)

где .Я - угол наклона зубьев.

Для прямозубых колес . ~«7 = л2 и «6 =О; для косозубых колес

8 =8".20 °

о

Число зубьев шестерни ~, = У./(Ы ~)>Я, ° =/~~~~Ж12)

число зубьев колеса ~ = Е, -~, (15)

При округлении Е , Е и А следует поступать так, чтобы значение фактического передаточного числа, определенного по отношению О~ = ~~«« /Я,~, , было как иожно ближе к заданному и отличалось от с*андартного не более, чеи на 2,5 ~ при Ы ~ 4,5 и на 4 $ при и ~ 4,5.

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев колеса (для косозубых

передач)

Я~» = а~ссоьЦЯ,, 2~, )щ„ф~д/ (14)

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса Прямозубая передача: ~ =юя,~„.~~ =л~Р~~. в ми. (15) Косозубая передача: с~~ = ~«~п 2гф/~РХ8~,,' с~~ = ~ъ ~- /соф~ 1м(16)

2.1.11. Определение шкружной скорости

(17)

где ~~~ - делительный диаметр шестерни в мм;

~«; - частота вращения вала шестерни в об/мин.

/

2.1.12. Назначение степени точности 7 передачи

Обычно для зубчатых передач редукторов общего назначения

при окружных скоростях для прямозубых колес 3~ ( б м/с, а

Распознанный текст из изображения:

- 19-

для косоэубых - ~ ( 10 м/с выбирают 8-ю степень точности.

Если окружные скорости выше, то выбирают 7-ю степень точности.

2.1.15. Уточнение величины коэффициента

Необходимость уточнения величины коэффициента ~А~ обусловлена тем, что величина межосевого расстояния округлена до стандартного значения, а Ыр может отличаться от

д4 ~М ° А ~" Ф,.в (18)

~ ~~9~ ~ ~~ Л с '

Рассчитанное по формуле (18) значение коэффициента Ь~ ширины по межосевому расстоянию согласуют с ГОСТ 21.;5-66, устанавливающим следующий ряд обязательных значений коэффициента ширины У;~ : 0,100; 0,125; 0,160; 0,200; 0,250; 0,515;

0,400; 0,500; 0,650; 0,800; 1,00; 1,25. Округление величины

У~,: производят до ближайшего стандартного значения. ' 2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

Я'- 9~ . "с, МЬ ° (19)

Величину ~ округляют до ближайшего целого числа.

2.1.15. Уточнение величины коэффициента

~ ~с~ = ~ ~ ~-'б~ (20)

Проверка: укладывается ли величина ~~~'~ в рекомендуемые пределы значений этого коэффициента (см.табл. 4). Если Ь„ выходит за рекомендуемые пределы, необходимо скорректировать ее в большую или меньшую сторону и весь расчет повторить, начиная с определения межосевого расстояния.

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической

передачи на контактную выносливость

Проверочные расчеты следует выполнять после разработки и

утверждения окончательной компоновки редуктора, так как для определения некоторых коэффициентов, например, Р~в, Р - ~ и др., необходимо знать расстояния между опорами, диаметры цапф валов, тип подшипников качения и т.д.

2.2.1. Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни '7'- в Н и; фактическое пере-

даточное число зубчатой передачи ~~; стандартное межосевое расстояние С2 в мм; рабочая ширина зубчатого венца в мм; коэффициент У~ ~ ; угол наклона зубьев колеса Я; в град; число зубьев щестерни ~~~о и колеса ~г~ ; допускаемое контактное напряжение ~ ~У„/ в МПа; окружная скорость 2~ в и/с; степень точности передачи г ' ; диаметр цапфы вала

с~ц в опоре в мм; расстояние ~ между опорами вала колеса в мм. 2.2.2. Уточнение коэффициента А',~р (табл.5) производят по уточненному значению коэффициента Фд,~ (см. п.2.1.15).

При несимметричном расположении колеса между опорами учитывается также и отношение ~/с~ ~ . 2 ° 2.5. Определение коэффициента ф~„ = ~~„-„ , учитывающего динамическую нагрузку в зацеплении.

В учебнои проектировании этот коэф ициент определяют приближенно в зависимости от окружной скорости 7~, и степени точности передачи по табл.6 (в числителе — для прямозубой передачи; в знаменателе — для косозубой).

Таблица 6 2.2.4. Определение контактного напряжения и сравнение его с

допускаемым Для некоррегированных колес:

~~6,1, Т1а,(21) У, — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес Я„- = 7 ' ~ — ~:-''/З (22)

Распознанный текст из изображения:

(28)

Я~.~д = Е~, ~у>/с'Р5 ф~

(51)

Если Если

Таблица 9

(52 )

Число зубьев Я , или

Таблица 10

Коэффициент!.

!

Значение коэффициента Я~~к

(29)

где

2 .5.5. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса У,~

для прямозубых колес: У,,~,д -- У ~.~ ~

для косозубых колес:

2.5.4. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни ,', и колеса 3~-,

В учебном проектирвании в приводах конвейеров, обычно,

применяют некоррегированные зубчатые цилиндрические колеса с

коэффициентом смещения Х =О. Значения коэффициента

для этого случая приведены в табл.9.

17 18 20 25 50 55 ~ 40 50 60 80 100 150

Коэффициент формы зуба ~~- при Х =О

4е26 4е20 4е08 5е90 5э80 5ъ74 5э70 5э65 5э62 5е61 5э6 5э6

2.5.5. Сравнение относительной прочности зубьев шестерни и

колеса

:.~енее прочными считают зубья того элемента передачи, для

которого меньше величина

2.5.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

Из. пары сопряженных элементов — шестерня и колесо - расчет ведут по менее прочному.

Напряжение изгиба определяют по формуле:

А~~„.~ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, — см.ниже п.2.5.7; Фгв — коэффициент распределения нагрузки по ширине

зубчатого венца — см. п.2.5.7;

,(~ = р — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, — см.п.2.2.5; — коэффициент, учитывающий наклон зуба - см. ниже п.2.5.7.

2.5.7. Определение коэффициентов А'„-~, А'-д,

Для прямозубых колес ориентировочно А; †,~ =1.

Для определения коэффициента А'-.~ для косозубых колес предварительно необходимо рассчитать коэффициент осевого пе- рекрытия

~ ~6 = 4 . -~У;г. '-~)~),' ~~ /У/уг

с~а ( 1, то для косозубых колес ~~~ =1.

> 1, то для косозубых колес

К - =~4 (~ -~)'( а'-.вД/(~Е ),

где ~~, - коэффициент торцевого перекрытия — см.формулу (24);

- степень точности передачи — см.п.2.1.12.

Коэффициент ~,-,~ находят по данныи табл.10 в зависимости от величины коэффициента Я~,~ , устройства передачи— расположение колеса относительно опор — и поверхностной твердости зубьев (числитель — для НВ ~ 550, знаменатель — для НВ ~550)

Распознанный текст из изображения:

Примечание к табл.10. См. примечание к табл.5

Коэффициент Ув равен:

Для прямозубых колес ,~~~ =1;

для косоэубых колес ~~ = 1 — 6 /140~.

5.Расчет зубчатых передач двухступенчатого цилиндрического

редуктора, выполненного по развернутой схеме.

Двухступенчатый цилиндрический редуктор содержит 2 ступени зубчатых передач:

1) быстроходную (варьируемым величинам и параметрам придается индекс " а ", например, ир ; с~у, У~~с~-;...);

2)тихоходную ( Ц~ ; а; ; 1~~ т ' ° ° ° ) °

ГОСТ 2185-66 рекомендует вполне определенное соотношение

межосевых расстояний ступенеИ (табл.11).

Таблица 11

~ф40 50 65 80 100 125 140 160 180 200 225 250 280 515 555 400„1600

ф 5 80 ЮО 125 160 200 225 250 280 515 555 400 450 500 560 650т.2500

Расчеты начинают с тихохо ноИ пе е ачи под заголовком: Тихохо ная э бчатая пе ача

5.1. ПроектныИ расчет тихоходноИ зубчатой цилиндрической

передачи на контактную выносливость (см.п.2.1) .

5.2. Проверочный расчет тихоходноИ зубчатоИ цилиндрической

передачи на контактную выносливость (см.п.2.2).

5.5. Проверочный расчет тихоходноИ зубчатой цилиндрическоИ

передачи на выносливость при изгибе (см.п.2.5).

Быст охо ная з бчатая пе е ача

5.4. Проектный расчет быстроходноИ зубчатой цилиндричес-

коИ передачи на контактную выносливость (см.п.2.1).

Межосевое расстояние йК- определяется по данным табл.11

(ГОСТ 2185-66), как соответствующее установленному ранее в

п.5.1 межосевому расстоянию й ~ .

В редукторах общего назначения шестерни и колеса быстро-

ходноИ ступени, обычно, изготовляют из тех же материалов с

применением тоИ же термообработки, что и для шестерен и колес

тихоходной ступени.

Модуль зацепления быстроходноИ ступени, обычно, на один разряд по стандартному ряду меньше, чем для тихоходной (но не менее 1,5 мм).

При установленном по ГОСТ 2185-66 межосевом расстоянии й,у бнотоопсппон еубчптод передечн ее рпботоспособпость будет обеспечена надлежащеИ рабочеИ шириноИ зубчатого венца. Для этого в проектном расчете определяют коэффициент У~„ ~ по формуле (18).

5.5. Проверочный расчет быстроходной зубчатой цилиндри-

ческоИ передачи на контактную выносливость (см.п.2.2).

5.6. Проверочный расчет быстроходноИ зубчатой цилиндри-

ческоИ передачи на выносливость при изгибе (см.п.2.5).

4. Расчет зубчатых передач двухступенчатого соосного

цилиндрического редуктора

Расчет зубчатых передач такого редуктора начинают с определения межосевого расстояния а, тихоходноИ передачи, которое согласуют с ГОСТ 2185-66 (п.2.1.6).

Методика расчетов тихоходной передачи аналогична методике изложенной в п.п.2.1;2.2 и 2.5.

Межосевое расстояние быстроходнпИ передачи С~- = ~: т поэтому проектныИ расчет быстроходной передачи соосного редуктора проводят по методике п.3.4, а проверочные-по п.п.5. 5 и 5.6.

5. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого

конического редуктора

В учебном проектировании в приводах конвейеров, как правило, применяют прямозубые ортогональные некоррегированные конические передачи. Расчеты на прочность этих передач основаны на тех же принципах, что и расчеты цилиндрических передач.

5.1. Проектный расчет прямозубоИ коническоИ передачи

на контактную выносливость

5.1.1 ° Исходные данные (см.п.2.1.1).

5.1.2. Выбор материалов зубчатых колес и их термообработка

(см.п.2.1.2).

5.1.5. Определение допускаемого контактного напряжения на

контактную выносливость (см.п.2.1.5).

Распознанный текст из изображения:

- 26-

— 27 «

= 0 166~~

(55)

5.1.Ф. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Основным расчетным параметром закрытой прямоэубой конической передачи в редукторе, гарантирующим ее работоспособность, является внешниИ делительныИ диаметр колеса.

Величину внешнего делительного диаметра колеса с/~ вычисляют по формуле (5Ф) и согласуют ее с ГОСТ 12289-76, устанавливающим ряд обязательных номинальных значений Ф~д , а также рабочей ширины 8 зубчатого венца при заданном номинальном передаточном числе и (табл.12)

~ф - ~~ ~/ Т,; Кнд ~

~ ~'и./

где А~~ — коэффициент, равныИ Р~ =1700 МПа

1/5.

/~~в — коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; величину ~Чфд устанавливают согласно п.5.1.5.

Величины: Т;, и' известны по исходным

данным, а ~ б„/ определено в п.5.1.5.

Таблица 12

5 .1,5. Определение коэффициента Фиг

Значение коэффициента Мг,а находят в зависимости от величины коэффициента 5'~Ку~ и поверхностной твердости зубьев по данныи табл.15(числитель — для НВ < 550;знаменатель- для НВ~550).

м значение кловного коэффициента ширины

l

/

Примечание к табл.15. Большие значения коэффициентов ~'и~ и А'-~ даны для шариковых опор, меньшие — для роликовых. В к о следует принимать средние . значения указанных коэффициентов. 5.1.6. Определение внешнего окружного модуля Расчетное значение '7';. = ~Ф~ /Б~и фи ° д~1

(56) где 5 =80-90;85-95 и 90-100 соответственно для сс =2,5;5,15 и +.

Величину юг,. округляют до ближайшего меньшего ~~7е по ГОСТ 12289-76, если (юе„ вЂ” л~~„ ) не превышает половины разности двух соседних значений модуля О, 5(~Ъс .г — ~П гс ), иначе до ближайшего большего. 5.1.7. Определение числа зубьев шестерни Расчетное значение

У-~ = 5'/~~ '~~ (57) с округлением до ближайшего меньшего целого ~' ~ю , если ( Я„, — Е .„ ) не превышает это целое на 0,5, иначе до ближайшего большего целого ~~~о (в дальнейших расчетах не корректируется). 5.1.8. Определение числа зубьев колеса Расчетное значение

~ар = ~г~ь й. (58) с округлениеи до целого по правилу п.5.1.7. Округленное число зубьев ~д~~ может корректироватьсл в дальнейших расчетах.

Распознанный текст из изображения:

(45)

(46)

мме (41)

Я =дХ

(42 )

, мм.

Углы делительных конусов

Я, =огсз ~ 1/ир);

С~~= 90' — д, . (44)

5.1.9. Определение фактического внешнего делительного

диаметра

~Ф~дд, =' ~7е ~ау (39)

и сверка с ГОСТ 12289-76. Согласно стандарта величина с~~~~

не должна отклоняться от номинального значения более чем на 2 $:

д с4~~ =Ей~е~ -с~еар/ ~00 21/~~~г ~~ %

Если это условие не выполняется, то при принятом ~' ~е необходимо скорректировать величину Уд~, , уменьшить или увеличить ее и повторить расчет начиная с п.5.1.6.

5.1.10. Проверка величины фактического передаточного числа

которая не должна отклоняться от номинального значения по ГОСТ

12289-76 более чем на 5 $.

5.1.11. Определение внешнего делительного диаметра шестерни

С~ у = /728 Я~,р

Величина сф согласованию со стандартом не подлежит.

5.1.12. Определение некоторых геометрических параметров

передачи

Ширину зубчатого венца ~ в мм определяют по табл.15

в зависимости от величины с4~ и передаточного числа

Внешнее конусное расстояние

Средний окружной модуль

ю„, = т~~0~ - 0,58)//~~,,мм.

Средние делительные диаметры шестерни и колеса

б~ю.,л = Шю ~~а Р

5.1.15. Определение средней окружной скорости

Куру =Хс1т, ~2г / 60000, м/с.

5.1 ° 14. Назначение степени точности передачи

Обычно назначают 8-ю ( ~/лт ~ ~ 8 м/с) или 7-ю ( Кя~~ > 8 м/с) степени точности.

— 5.2. Проверочный расчет прямозубой коническоИ передачи

на контактную выносливость

5 2 1 Исходные данные.

Крутящий момент на валу шестерни /; в Н и; число зубьев шестерни ~гд и колеса ~~~р ; фактическое передаточное число зубчатой передачи ~д ., средний делительный диаметр шестерни Ыи в ми," рабочая ширина зубчатого венца Р в мм; внешнее конусное расстояние Ре в мм; допускаемое контактное напряжение ЕЖ~У в МПа; средняя окружная скорость

К~~~ в м/с; степень точности передачи ~ '; указание о типе подшипников качения в опорах вала шестерни.

5.2.2. Уточнение коэффициента ~~у производят по данным табл.12 в зависимости от типа подшипников качения в опорах вала шестерни и уточненного значения коэффициента

~~~~~~е = /бе ~9» ~~~ ~'6'е'. ) ~ (47)

где ~~, = ~/~~~е (48) 5.2.5. Определение коэффициента ~/~м~ Ф-~ , учитывающего

динамическую нагрузку в зацеплении

В учебном пректировании этот коэффициент определяют приближенно в зависимости от среднеИ окружной скорости ~л ~ и степени точности передачи по табл.14,

Распознанный текст из изображения:

-ЗО-

Примечание к табл.14. В числителе приведены значения коэффициентов Фи~ , в знаменателе 5.2.4. Определение контактного напряжения и сравнение его

с допускаемым

Для прямозубых колес: где ~~ — коэффициент, учитывающиИ суммарную длину контакных линиИ; величину ~.'~ определяют по формуле (22), а входящую в эту формулу величину ~~. по формуле (24), полагая со» 8~ = У. Величины: 7 —, у~~, у ...~г~р, ~Г, с4, Г~Он1 известны по исходным данным.

Примечание к п.5.2.4. Если расчеты выполнены правильно, то величина б'~ не должна заметно отличаться от допускаемого напряжения / ~~„ 7 (см.примечание к п.2.2,4). Корректировку расчетов производят путем изменения величины внешнего делительного диаметра Ф~~ 5.5. Проверочный расчет прямозубоИ конической передачи

на выносливость при изгибе 5Л.Т. Исходные данные: Частоты вращения валов шестерни ~7 - и колеса ~7 - в об/мин;

/"7 крутящиш моменты на валах шестерни ~ - и колеса '~' в Н м; рабочая ширина зубчатого венца 8 в мм; коэффициент средние делительные диаметры шестерни Ф~, и колеса Фл ~ в мм; средний окружной модуль ~ ц в мм; числа зубьев шестерни ~,~, и колеса Я~~ ., средняя окружная скорость К»~ в м/с; степень точности передачи ~ ' ; материалы шестерни и колеса и их термообработка; указание о реверсивности передачи (обычно привод конвейеров нереверсивный); указание о типе подшипников качения в опорах вала шестерни; расчетная долговечность в часах; график нагрузки. 5.5.2. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни ~ Ю .~, и колеса ~ Ю / (см.п.2.5.2).

- 51-

5.3.5. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни Е„, и колеса Я~~

~~~~ = ~~,гу /с'Ой А,Г

(50)

5.5.4. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни Ур~

и колеса ~-~ (см.п.2.5.4).

5.5.5. Сравнение относительноИ прочности зубьев шестерни

и колеса (см.п.2.~.5).

5.5.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с

допускаемым

Из пары сопряженных элементов — шестерня и колесо — расчет ведут по менее прочнзму (см.п.2.5.5) по следующеИ формуле:

О'- = ~ ~~ / О-~ МПа (51)

/~7~ СК~~

где А~~~ — коэффициент распределения нагрузки по ширине

зуба определяют по данным табл.15 в зависимости от коэффициента ~~~.. . поверхностноИ

твердости зубьев и типа подшипников качения

в опорах вала шестерни или колеса;

— коэффициент, учитывающиИ динамическую нагрузку в зацеплении (см.п.5.2.5).

Величины : 'T , ~ , ~ , М~и известны по исходным данныи; коэффициент )'~ определен в п.5.5.4, а Д7~- 7 - в п.5.5.2.

6. Расчет открытоИ зубчатоИ цилиндрическоИ передачи

6.1. Проектный расчет открытоИ зубчатоИ цилиндрической

передачи на выносливость при изгибе

6.1.1. Исходные данные:

Частоты вращения нала шестерни ~г и колеса ~й в об/мин; крутящий момент на валу шестерни 7» в Н и; передаточное число Ы = ~Е~ ,' вид передачи (прямозубая или косоэубая);указание о реверсивности передачи (обычно, привод конвейеров

Проектный расчет открытых зубчатых передач предусматривает расчет на выносливость при изгибе.

Распознанный текст из изображения:

нереверсивный); расчетная долговечность Ь„в часах; график

нагрузки.

6.1.2. Выбор материалов зубчатых колес и их термообработка

(см.п.2.1.2).

6.1.5. Определение допускаемых напряжений на выносливость при

изгибе для материала шестерни ~ д,"-,7, и колеса

(см.п.2.5.2).

6.1.4. Выбор числа зубьев шестерни «, и колеса

Для некоррегированных передач рекомендуют:

прямозубые шестерни — при ~с ~ 5,15 ~,=20...25

— при сс ) 5,15 У,=18. "20

при и ~4

— при и. >4

я,=17...19 Я~=16...18

косозубые шестерни

Тогда число зубьев колеса

«г =~~

с округлением до ближайшего целого числа Ягд

По принятым числам зубьев уточняют передаточное число

Ы,ь = Ягу,,ГЯ, .

6.1.5. Выбор угла наклона зубьев косозубоИ передачи

4/ Tт Ж~з б~

~77л - ~ г~ «г ~~, ~. ~ м~;(52)

где М~ — коэффициент, равный:

В =8...200.

6.1.6. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни ~иг

и колеса «уг (см.п.2.5.5).

6.1.7. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни ,~~

и колеса К=г (см.п.2.5.4).

6.1.8. Определение модуля зацепления

Основным параметром открытой зубчатой цилиндрическоИ передачи, гарантирующим ее работоспособность, является модуль зацепления ( ~~2 — для прямозубых передач; нормальный модуль

лЬ~ - для косозубых передач).

Расчет модуля производят для шестерни (ГОСТ 21554-75) по следующей формуле,

для прямозубых колес Кл =14;

для косозубых колес ~, =11,2»,

~~, — коэффициент рабочей ширины зубчатого венца; определяют по табл.4 и примечаниям к ней в зависимости от устройства передачи — расположения колеса относительно опор — и поверхностноИ твердости зубьев шестерни;

А';,~ — коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; определяют по данным табл.10 в зависимости от величины коэффициента ~'д,~

устройства передачи — расположения колеса относительно опор — и поверхностной твердости зубьев.

Г~

Величины: ~.~ известна по исходным данным — см.п.б.1.1;

1%1, определена в п.б.1.5, ~, — в п.б.1.4, а У=~ в п.б.1.7.

Расчетную величину модуля зацепления ~7~ (или ~~, ) согласуют с ГОСТ 9565-60, округляя до ближайшего большего стандартного значения (см.п.2.1.7).

6.1.9. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

(см.п.2.1.10).

6.1.10. Определение межосевого расстояния

(55)

а = ДХ(с~г ~~~а)

Для открытых передач величина межосевого расстояния

не подлежит обязательному согласованию с ГОСТ 185-66: ее оставляют тем значением, которое получилось по расчету.

6.1.11. Определение рабочей ширины зубчатого венца по:рормуле

с округлением до ближайшего целого числа.

6.1.12. Определение окружной скорости (см.п.2.1.11).

6.1.15. Назначение степени точности передачи (см.п.2.1.12).

6.2. Проверочный расчет открытой цилиндрической передачи

на выносливость при изгибе (см.п.2.5).

Если окажется, что выносливость при изгибе менее прочного

р

элемента открытой передачи не обеспечена 7,.- ~ Л-~,=1, то

необходимо УБ'-'лнчвть либО мйдчпт зяп~ ппапып /77 / /7я ~

Распознанный текст из изображения:

либо ширину зубчатого венца Р и повторить проверочный

расчет.

6.5. При необходимости проверочный расчет открытой передачи на контактную выносливость производят согласно п.2.2.

7. Расчет червячной передачи одноступенчатого

червячного редуктора

В учебном проектировании в приводах конвейеров, как правило, применяют червячные передачи с архимедовым цилиндрическим червяком. Поскольку зубчатый венец червячного колеса изготовлен из бронзы с механическими свойствами, значительно более низкими, чем у стальных витков червяка, то зубья венца червячного колеса и следует рассчитывать на прочность, основываяоь на тех же принципах, что и при расчете зубьев цилиндрических зубчатых передач.

7.1.Проектный расчет червячной передачи на контактную

выносливость

7.1.1. Исходные данные:

Частоты вращения валов червяка ~2 ~ и червячного колеса ~Р ~ в об/мин; крутящие моменты на валах червяка 7~ и червячного колеса 7;; в Н м; передаточное число червячной передачи

йу , число заходов червяка ~~ ; расчетная долговечность ~ в часах; график нагрузки.

7.1.2. Определение числа зубьев червячного колеса и уточнение

передаточного числа червячной передачи

Ориентировочно число зубьев червячного колеса равно

у~ =.г,и. (54)

ГОСТ 2144-76 четко регламентирует число зубьев червячного колеса. Поэтому после ориентировочного определения ~~ по формуле (54) необходимо согласовать это число с указанным ГОСТом, выбрав фактическое значение ~~.р из следующего ряда: ~л~ь =52; 36; 40; 46; 50; 58.

Далее, необходимо уточнить передаточное число

(55)

7.1.5. Уточнение частоты вращения вала червячного колеса

с,;-~ = ~сl~~~ (56)

7.1.4. Предварительный выбор коэффициента диаметра червяка

В начале проектного расчета коэффициент ~ задают ориентировочно из следующих значений: ~ = 8; 10; 12,5.

Обычно принимают с~ =10.

4

7. 1.5. Предварительный расчет угла наклона витков червяка

~~ = 12хс.'ф~~~ Я /~,

(57)

7.1.6. Определение ориентировочной величины скорости

скольжения в передаче

~Г = ~~д а,—,~ ~( l- Ур~ц /~600033'о~~и)с (58)

Таблица 15

7.1.8. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение для бронзы ОФ 10-1

ппределяется по формуле

Лн1= ~но ~Кы~ , МПа,

(59)

~~~о -- предел контактной выносливости поверхности

зубьев червячного колеса, соответствующий

базовому числу циклов перемены напряжений,

в МПа;

би„ =(0,75...0,90) Я~ †, МПа, (60)

4ч~ — коэффициент долговечности,

где

7.1.7. Выбор материалов червяков и червячных колес и их

термообработка

Червяки изготавливают из стали 45 или 40Х с объемной или

поверхностной закалкой до НЕС 45...55.

Зубчатые венцы червячных колес изготавливают из бронзы,

марку которой выбирают в зависимости от скорости скольжения.

В учебном проектировании можно использовать бронзу ОФ 10-1,

механические свойства которой приведены в табл.15,

Распознанный текст из изображения:

-56-

Та"'.":ица 16

Сочетание параметров червячно.; 'с~ ', и: -',,;;., мм; ~~

ЪР=32

.Е."с,э = >6

.~,."~с~: .....-, . 'ул -50

г,8

С/ Л

10 5,15 10 4 16 5

4 5 5 6,5 6,5 8

ГО' 5 16 ,'6,5 10 (,5

8 ) Н 8 10 10 ~ 8 10 : 16 10 12,5 10 10

12,5 ~8

12,5 ~12,5

?.1.10. Определение некоторых геометрических параметров червячной передачи

Из ГОСТ 2144-76: Й,~ мм; ~=-, ; ~ ; ~"~ мм; с~=

Коэффициент смещения: Х вЂ” Ы-»- /~ю~,/†с~,.6 ~ф + ~.~ ) .

для червячных передач без смещения 'х' =0; ~~.,„ = й

для червячных передач со смещением — 1 ~ х . 1 .

Делительные диаметры: с~, = юу , сУ. = ,ю~.„, .

Диаметры вершин витков и зубьев: ~/с, = 'тт~ ~~ 'Ю ,

с/~ -- Ю.~~,. >,.> ~,~ х ~

Диаметры впадин витков и зубьев: с/~; =- юг ~'~~-~,~~

«Ь~ = ~~ Й'Г~~7 ~ Ф " Р2.'),

Длина нарезанной части червяка: 4~~ = ~7~~~~ ~ ~;гЯгр~ ~ Ф. Эначения коэффициентов ~~ ., ~ ~ приведены в табл.17

Ю

к., = ~~/„. /~..- Фно - базовое число циклов; У~и=10;

7,

Ф„~ - эквивалентное число циклов при заданном

переменном графике нагрузки,

/~б'е ЬОЛ~79~ Йл Х ~ l ~ / ~~~~~д-) / у~ /~~ (62)

г-г

Величины ~ ~ / / ~-~ и ~.т./ ~;, , входящие в формулу (62), заданы дольными коэффициентами на графике нагрузки.

Ограничение величины коэффициента долговечности

0,67 — //нс, ~' 1,7С.

При расчетном значении М :0,67 этот коэффициент принимают ~~м =0,67. Ыаксимальное значение ~~~ не может превышать 1,70.

?.1.9. Определение начального межосевого расстояния

Основным параметром закрытоИ червячной передачи в редукторе, гарантирующим ее работоспособность, является начальное межосевое расстояние

~У'/®'+ -~ ~ Юн12ар ф ~ '- (65)

где Мн- коэффициент нагрузки; в проектном расчете принимают ориентировочным значением Фн =1,2... 1,4.

3 7

Величины: /,г известна по исходным данным — см.п.7.1.1,

~~~о определена в п.7.1.2, ~ — в п.7.1.4, а ЕЯ 1- в 7.1.8.

Расчетную величину межосевого расстояния а., необходимо согласовать с ГОСТ 2144-76, округляя до ближайшего большего стандартного значения (табл.16). По принятым стандартным значениям межосевого расстояния 4. » и числа зубьев червячного колеса Я~~ согласно этому же ГОСТУ определяют два других параметра червячной передачи : модуль зацепления ~~т и коэффициент диаметра червяка ф для значениИ вЂ .'~ =1; 2 или 4.

100 125 140 160 180 200 225 250 280 515

5

6,5

6,5

8

8

10

10

12,5

12,5

16

8

8

12,5

8

12ю5

8

12,5

8

12,5

8

5

6,5

6,5

Ь

8

Ю

10

12,5

12,5,

8

14

Ы

12,5

8

12,5

16 16 10 16 10 1,6 10 16 10 16

5,15

4

5

5

г,,~

6,5

8

8

10

12, 5

12,5

20

12 г

20

[2,'

20

20

12,5

2,5

5115

4

4

5

6,5

615

8

8

20

20

У 5

20

12,5

~0

12,5

20

12,5

20

Распознанный текст из изображения:

Величины:;р, '~~, ф., ~~ <» известны по исходным данным,

° 7'- а Е-'н1 определено ь п.7.1 ° 8.

Примечание к п.7;2.2 — см.примечание к п.2.2.Ф.

7.2.5. Определение коэ;„.'<..',ициентов А~а и А',

Коэффициент ~~ определяют по формуле

Ю - коэффициент деформации червяка; определяют по

данным табл.20 в зависимости от числа заходов

и коэффициента диаметра червяка

Ф -коэффициент, учитывающий колебания нагрузки,

1' ~- ~ ~~ l' )ИЬ. г'~ ~ ~; (68)

величины <' //~.~. и Л~т. /~,„, входящие

формулу ( 8), заданы дольными коэффициентами

на графике нагрузки.

Таблица 20

где

Таблица 21

Коэффициент » <<' определяют по данным табл.21 в зависи—

мости от степени точности передачи и скорости скольжения.

7.3. Пр«е ~ чныи р«<:ч т ч рннчиоИ н«редачи на выносливость

при и <гио« 7.3.1. Ио««дни«л«юш Фактический прут <щиИ м«м<;«т на вал„червячного колеса ~";,. в Н м; фнити«««<:«! ч <стота вращения вала червячного колеса ~~~-д» в об/мин*, <«<о«««< щирина зубчатого венца 1 = ~~. ь мм; дели- тельныИ ли«метр червячного колеса а~ в мм; модуль зацепления ~~ в мм; фактическое число зубьев колеса Яг;~ , коз<~«рициент А~д ., коэффициент Ф~ ., материал зубчатого венца; указание о не еве сивности передачи; расчотнан долговечность 1,~ в часах; график нагрузки. 7.5.2. Определение допускаемого напряжения нн изгио

Расчетная формула для опредслония допускаемого ннпрнжсция на выносливость при изгибе для материала зубчатого венца червячного колеса

~ б;=1 = А~,я ~ я , МПа, (69) где Рр - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, в МПа; определяют по формуле

(О 08~в 0»25 б )» МПа (70) величины Д; и К- в МПа — см.табл.15; коэффициент долговечности; для зубчатых венцов из бронзы

г = ~Ф- /Ф;.- (71) базовое число циклов, ~~~» =10 ; эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки,

~~с= 60~~йрЬ~» ~ (~а'/~тиэ..) (~ /~ ) (72)

<» у/»

~~'/ ~~»»~-~- и ~~г. l~,~, входящие в формулу

(72), заданы дольными коэффициентами на графике нагрузки.

Ограничение величины коэффициента долговечности

0,51 ~ +~=.~ -" 1:

Пои << ° с.<.,;~ ~<» --<<,-. чд <~<~<, -. „.,". Г,,» - ~от:»р~ <ф» <;<<< ъ.-.~;.

Распознанный текст из изображения:

— 45-

см сч»«~ й~ гл' ~л Ф 3 ш

У

Список литературы

Ю о о н б

х

М сб й~ сб ~~»;»»

хФ »»»о йсб о

сб С« мох

!»В %» М

мох о сб в

2И Р'

а»~'~ о а а»»~ о а а

М Н~ М~ Ш»Л».О С'- С С Оъ О~ б~ 0~ С ~ Ж 0~ 0~ 0~

а а а а а а сэ о о о а о а см см ~ »~ ~< г- с с с с с с с с-

Ф

сб

сб

о ФФ н

»4 о оь хсзр ЖХ о Ж

сб Е»

о

$$

о

»б

Р

н а см а а и~ а а о

° е е е л фв фв ° е

н н с;!» ~ ~ ц~ ~ н сл

н н

н»»»маалааа

° в л е е в «««

н н с~!»«~ 4 ю с н»л

н! н

х о

~О ~О ~,О».О Ю О ~ ''! ж Л ~

Ю ~Ш- Ю

о сч си см сч а сэ

а а О н н Е ~ ~ ».О»О

ор а н н н н н н н

-Ф .Ф -Ф -Ф -'Ф' -Ф -'Ф -Ф -Ф

Щ сО сО»;О сО, сО

с»~ ~ «сО ~~фу сО Ш

'м Г И й6;!„

"~асчсчсчсм а

а а н» ~л ~и!3 ~О Я

а~ н н и >-( н~ н н н

«»' ~4

И М 1о

о а Ю

о Н Ь~ Ы х

О'» ся см -'Ф 00 Оэ см сО см

нсМс,!с~ым»л л-с~

!

Ф сб « сб О»М

х РФ »4 1о

ц сбо сб Н ход Я Е1 Щ

Мох о сб»О

ж ~»

а

!! М М М Ф

йЯЯЯЯЯаоЯ

сО сО СО сО со сО 0~ ж 0~ см ся ся см п3 см Р ! см см

а а ц» а а а а а

м и р»«~ ~л -'Ф -!».О ф

нЙнЙнннн

Ф о ов

Ж" »

МХ о М'

сб о Ф сб

н а. сч о а а а о а

е е «е. «е- л е е

нноди~--.! и~с ню

н

намоажааа

е е фь ° е» ° л в

н н с~~ ю -'~ »»» с, н».»'»

н н

Ф

»б х х

о

-4 ! с~ "~ а оооо со со а~ н

-б

ас!м

» м~

н н~-~

-'Ф

"!' -б»~фя

~ч а ~4Ъ ~О н н

- !" -4

»м см см

Сф) ~, см см

о о ~ч см а

ООНМ О

н н н н н

! -Ф -3 -~ -Ф

с"! ! ! Ч

з, 'сс!

н я ю а

-Ф $ -б .4

о о~ х н

х »-«

о с:», о

х ~

о х сб йФ М о ж

»Я»

а о Ф ~ й:!!

М»«» ф Х

М сб

с!э сб

1. Мс!т!»ди»!с!скив укюония по выбору параметров привода о. редуктирвм на ИЦЫНА. Мартынов Н.Ф.,Лейбенко В.Г.,М.,ВЗМИ.198$.

2. Методично!сне указания по расчету передач в курсовом проекте

по деталям машин. Ыивов Л.И.,М.,ВЗМИ.1985.

5. Гузенков П.Г. Детали машин.М.',Высшая школа.1982.

4. Иванов М.Н. Детали машин. М.,Высшая школа.1981.

5. Приводи машин. Справочник, Под общ.ред. Длоугого В.В.Л.,

Машиностроение. 1982.

6. Зубчатые передачи. Справочник. Под общ. ред. Гинзбурга Е.Г.

Л.,'машин острое ние. 1980.

7. Курсовое проектирование деталей машин. Под общ.ред.Кудрявцева В.Н. Л.,Иашиностроение.1985.