Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин

Подождите немного. Документ загружается.

Таблица

4.1.

Главный параметр одноступенчатых редукторов

Цилиндрические редукторы

Масса редуктора т, кг

Межосевое расстояние а^, мм

100

125

140

Конические редукторы

Масса редуктора т, кг

Внешний делительный диач и =2...2,8

метр колеса

d^^'

^^ 1

=3,15...5

125

160

140

180

160

200

Червячные редукторы

Масса редуктора /я, кг

Межосевое расстояние

а^,

мм

100

125

160

180

224

140

110

180

200

250

120

160

140

200

120

224

280

170

180

диаметр колеса для конической передачи),

который

определит его

нагрузочную

способность,

массу,

габариты

технологические

особен-

ности

изготовления.

Для этого:

а) определить диапазон массы редуктора т = (0,1...0,2)Г2, кг;

б) по величине массы

интерполированием определить предпола-

гаемый диапазон главного параметра редуктора а^,

d^^

по

табл.

4.1.

При проектном расчете главного параметра на контактную проч-

ность (см. 4.1, п. 1; 4.2, п. 1; 4.3, п. 1) желательно получить его

величину в предполагаемом диапазоне, что обеспечит достаточный

критерий технического уровня редуктора у- Для достижения этого

можно при необходимости варьировать средней твердостью НВ^р

материала колеса с менее прочным зубом (см. 3.1, п. 2, в), так

как установлено, что существует статистическая зависимость

YHB^p=const. При небольших значениях момента

Т^

возможно по-

лучить низкий критерий технического уровня у>0,2 (см. табл. 12.1).

В проектируемых приводах рассчитывают нестандартные одно-

ступенчатые зубчатые передачи внешнего зацепления: закрытые

цилиндрические косозубые и конические с круговым зубом; откры-

тые цилиндрические и конические

—

прямозубые. Порядок расчета

передач

прямыми

непрямыми зубьями

одинаковый,

поэтому в при-

водимой методике расчета закрытых передач с непрямыми зубьями

в отдельных пунктах указывают особенности расчета открытых

—

прямыми зубьями (см. 4.1, 4.2).

Червячные нестандартные одноступенчатые передачи рассчиты-

вают в закрытом исполнении с верхним, нижним или боковым рас-

положением цилиндрического червяка (см. 4.3).

Рис.

4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

4.1.

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

Определить главный параметр

—

межосевое расстояние

а^,

мм:

а>К{и+\)

где а)

К^

— вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере-

дач

К^=43,

для прямозубых

—

ЛГ^=49,5;

б) ^j^b^/a^ — коэффициент ширины венца колеса, равный

0,28...0,36

—

для шестерни, расположенной симметрично относи-

тельно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых ци-

линдрических редукторах; \|/^=0,2...0,25

—

для шестерни, консольно

расположенной относительно опор

—

в открытых передачах;

ъ) и — передаточное число редуктора или открытой передачи

(см.

табл. 2.5);

г)

Т^

—

вращающий момент на тихоходом валу при расчете ре-

дуктора или на приводном йалу рабочей машины при расчете от-

крытой передачи, Н-м (см. табл. 2.5);

Д)

VAH

допускаемое контактное напряжение колеса с менее

прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение,

Н/мм^ (см. 3.1, п. 2, в);

е) К^

—

коэффициент неравномерности нагрузки

по

длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев К^^\ (см. 3.1, п. 1).

Полученное значение межосевого расстояния

д^

для

нестандарт-

ных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и срав-

нить с а^, рассчитанном на стр. 59, пп. а, б.

Определить модуль зацепления т, мм:

где а) J^^ — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере-

дач ir^=§',8, для прямозубых АГ^=6,8;

1а и

б)

^2~

"~ГГ

"~ делительный диаметр колеса, мм;

в)

Z?2

^ ^j^w ~ ширина венца колеса, мм;

г) V^f — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с

менее прочным зубом, Н/мм^ (см. 3.1, п. 3, в);

д) значения

а^^у

мм;

Т^^

Н-м; и; \|/^ (см. 4.1, п.1).

Полученное значение модуля т округлить в большую сторону до

стандартного из ряда чисел:

т,

мм

1-й ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд-1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

В силовых зубчатых передачах при твердости колес Н <350 НВ

принять т>\ мм; при твердости одного из колес Н>45 HRC^ при-

нять/w> 1,5 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличить

на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

Определить угол наклона зубьев р для косозубых передач:

р^,

= arcsin

min

3,5m'

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают р=8...16°,

но из-за роста осевых сил

в зацеплении желательно получить его

меньшие значения, варьируя величиной модуля т и шириной ко-

леса /?2-

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

ДЛЯ

прямозубых колес -^= Z{^ ^^"ПтГ'

для косозубых колес ^= -^,+ ^ = —т

Полученное значение

округлить в меньшую сторону до целого

числа.

Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для

косозубых передач:

P=arccos(-|^)-

Точность вычисления угла р до пятого знака после запятой.

6. Определить число зубьев шестерни: z, =

Значение z^ округлить до ближайшего целого числа. Из усло-

вий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекоменду-

ется ^j >18.

Определить число зубьев колеса: ^2= ^-~

^Р

8. Определить фактическое передаточное число и^ и проверить

его отклонение

Аи

от заданного и:

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Аи

пересчитать

z^-

9. Определить фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач а^-

для косозубых передач а =

2cosp

10.

Определить фактические основные геометрические парамет-

ры передачи, мм.

Диаметр

делитель-

ный

вершин

зубьев

впадин

зубьев

Ширина венца

Шестерня

прямозубая

d=mZ^

косозубая

fi^,=/w^,cosp

d,rd^2m

d^=d-2Am

6,=А2+(2...4)мм

Колесо

прямозубое

df=mz^

косозубое

(/2=m^2^0Sp

^.2=^2+2m

dj.^=d^—2,4m

^2=^А '

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактичес-

ким межосевому расстоянию

а^

и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм;

значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по

табл. 13.15.

Проверочный расчет

11.

Проверить межосевое расстояние: aj^{d(^d^/2.

12.

Проверить пригодность заготовок колес (см. 3.1, п. 1; табл.

3.2). Условие пригодности заготовок колес:

D <D ' С (S )<S .

3dr пред' ^заг^ заг>' пред

Диаметр заготовки шестерни

D^^=

^аЛ^ ^^•

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S^-b^-^4 мм.

Толщину диска или обода заготовки колеса открытой передачи

принимают меньшей из

двух:

С^^-0,5Ь^;

S^=Sm.

Предельные значения

D^^^^

S^^^^

— из табл. 3.4.

При невыполнении неравенств изменяют материал колес или

вид термической обработки.

13.

Проверить контактные напряжения а^ Н/мм^:

I /;((/ф+1)

где а)

/Г —

вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач

А'= 376, для прямозубых К= 436;

6)F,=-

27;

-w

— окружная сила в зацеплении, Н;

в)

KJ^^

~ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями. Для прямозубых колес

А^„=1.

Для косозубых

—

К^

определяется по графику на

рис.

4.2 в зависимости от окружной ско-

рости колес

~2"Tio3'

^/^^ ^ степени точности передачи (табл. 4.2);

г)

К^^

—

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от

окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3);

д) значения Г^, Нм; [а]^, Н/мм^; А^; d^, мм;

Ь^,

мм; ^ф см.

4.1,

пп. 1, 2, 8; ©2

—

угловая скорость вала колеса редуктора или

открытой передачи 1/с (см. табл. 2.5).

Таблица 4.2. Степени точности зубчатых передач

Степень точности

Окружные скорости v, м/с, вращения колес

прямозубых

цилиндри-

ческих

До 15

» 10

» 6

* 2

конических

До 12

» 8

» 4

» 1,5

непрямозубых

цилиндри-

ческих

До 30

» 15

» 10

» 4

конических

До 20

» 10

* 7

3 1

Таблица 4. 3. Значения коэффицие1ггов

К^^

и А^^ при ЖЗ5ОНВ2

Степень точности

Коэффициент

^«.

Окружная скорость ь, и/с

1,03

1,01

1,06

1,02

1,12

1,03

1,17

1,04

1,23

1,06

1,28

1,07 \

Продолжение таблицы

4.3

Степеныочности

П р и м е ч

в знаменателе

—

Коэффициент

^г

^«.

^.„

^«„

'(и.

ч,.

1,06

1,02

1,04

1,02

1,08

1,03

1,04

1,01

1,10

1,03

1,05

1,01

1,13

1,04

Окружная скорость v, м/с

1,13

1,05

1,07

1,03

1,16

1,06

1,08

1,02

1,20

1,06

1,1

1,03

1,28

1,07

1,26

1,10

1,14

1,05

1,33

1,11

1,16

1,04

1,38

1,11

1,2

1,05

1,50

1,14

1,40

1,15

1,21

1,06

1,50

1,16

1,24

1,06

1,58

1,17

1,3

1,07

1,77

1,21

1,58

1,20

1,29

1,07

1,67

1,22

1,32

1,07

1,78

1,23

1,4

1,09

1,98

1,28

1,67

1,25

1,36

1,08

1,80

1,27

1,4

1,08

1,96

1,29

1,5

1,12

2,25

1,35

а н

е. В числителе приведены данные для прямозубых колес,

- для косозубых и колес с круговыми зубьями.

Допускаемая

недогрузка передачи

(а^< [о]^) не более 10% и пере-

грузка {о^

>[o]fj)

до 5%. Если условие

прочности

не

выполняется,

то

следует изменить ширину венца колеса

Ь^.

Если эта мера не даст

должного

результата,

то либо надо увеличить межосевое расстояние

а^, либо назначить другие материалы колес или другую термообра-

ботку,

пересчитать допускаемые

контактные напряжения (см. 3.1,

пп.

1, 2) и

повторить весь расчет

передачи.

14.

Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни с^ и колеса

с^, Н/мм^: _ F^

где а) m

—

модуль зацепления, мм;

Ь^

— ширина зубчатого венца коле-

са, мм; 7; — окружная сила в зацеплении, Н (см. 4.1, пп. 2, 10, 13);

* Фактическую недогрузку или перегрузку передачи

АС^^

можно подсчитать так:

о^-|0|^ и, тогда со знаком «—»

—

недогрузка передачи, со знаком «+» —

До

=—ГТ^

lUU 70

[о\и перегрузка.

Киа

9-я

/в'Я

^-я

^..-^

6'Я

10 15

V,M/C

Рис.

4.2. График для определения коэффициента К^^

по кривым степени точности

б) К^^ — коэффициент, учитывающий распределение нафузки

между зубьями. Для прямозубых колес К^^Х. Для ^осозубых

К^^

зависит от степени точности передачи, определяемой по табл. 4.2

(определение окружной скорости колес v — см. п. 13, в):

Степень точности..

Коэффициент Kj,^.

0,72

0,81 0,91

1,00

в) К^ — коэффициент неравномерности нафузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес ^^^=1 (см. 3.1, п. 1);

г) К^ — коэффициент динамической нафузки, зависящий от ок-

ружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3);

д) Y^ и Y^ — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по табл. 4.4 интерполированием в зависимости от

числа зубьев шестерни z^ и колеса ^2 Для прямозубых колес. Для

косозубых — в зависимости от эквивалентного числа зубьев шес-

терпи Z^{=^^ и колеса

z^^"^

"^^ , где р

—

угол наклона зубьев (см.

4.1,

п. 5);

е) Ур= I— PV140'' — коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Для прямозубых колес 7^=1;

ж) [о^]л и [^]/2 ~ допускаемые напряжения изгиба шестерни и

колеса, Н/мм^ (см. 3.1, п. 3).

Таблица 4.4. Коэффициенты формы зуба Y^ и У^^

или

1 22

Уг

4,28

4,27 1

4,07

3,98

3,92

3,90

3,88

3,81

Уг

3,80

3,78

3,75

3,70

.60

3,66

3,65

3,62

100

3,61

3,60

180

оо

Уг

3,62

3,63

Примечай й"^. Коэффициенты формы зуба

У^,

соответствуют коэффици-

енту смещения инструмента х= 0.

Если при

проверочном расчете

о^^

значительно меньше

[aL, то это

допустимо,

так как

нагрузочная способность большинства зубчатых

пе-

редач ограничивается контактной

прочностью.

Если

о^>[а]^.свыше

5%,

то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев

шестерни z^ и колеса -^ и повторить проверочный расчет на изгиб.*

При этом межосевое расстояние а^ не изменяется, а следовательно,

не нарушается контакгаая прочность передачи (см. 4.1, п. 9).

15.

Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4,5).

Таблица 4.5. Параметры зубчатой цилицдрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр

Межосевое расстояние

а^

Модуль зацепления т

Ширина зубчатого венца:

шестерни />,

колеса

Ь^

Число зубьев,

шестерни

колеса z.

Вид зубьев

Значение

Параметр

Угол наклона зубьев р

Диаметр делительной

окружности:

шестерни ^,

колеса

Диаметр окружности

вершин

шестерни ^^,

колеса

d^^

Диаметр окружности

впадин

шестерни d^

колеса d^

Значение

Проверочный расчет

Параметр

1 Контактные напряжения о, Н/мм^

Напряжения изгиба,

Н/мм^

^f^

^f2

Допускаемые

значение

Расчетные

значения

Примечания

* Фактическую недогрузку или перегрузку передачи

Аа^,

можно подсчитать так:

-М,

перегрузка.

100%.

И тогда со знаком «—»

—

недогрузка передачи, со знаком «+»

—

в графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в про-

центах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по кон-

тактным

Off

и изгибным

Cj,

напряжениям (см. пп. 13, 14).

4.2.

Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проектный расчет

Определить главный параметр — внешний делительный диа-

метр колеса d

мм:

<2 ^165

7-J[03

где а) значения Т^, Н-м; [о]^ Н/мм^; и (см. 4.1, п. 1);

б)

Kff^

— коэффициент, учитывающий распределение нафузки

по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зу-

бьями ^^=1, с круговыми зубьями

/Г^=1,1;

в) д^

—

коэффициент вида конических колес. Для прямозубых

колес ^ff=l. Для колес с круговыми зубьями: 0^=1,85 — при твер-

дости колеса и шестерни Н < 350 НВ

колеса Н <350 НВ

^р.

~ff=l,5 — при твердости

2^р

и шестерни Н > 45 HRC^,^p.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса

Рис.

4 3. Геометрические параметры конической зубчатой передачи

d^^

для нестандартных передач округлить до ближайшего числа по

табл. 13.15 и сравнить с

d^^,

рассчитанном на стр. 59, пп. а, б.

Определить углы делительных конусов шестерни 5^ и колеса

б.

= arctgw; 5, =

90°—

82.

Точность вычислений до пятого знака после запятой.

Определить внешнее конусное расстояние R , мм:

л»"-

2sin62

Значение

до целого числа не округлять.

Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса А,

мм:

b =

"^i^R^y

где \|/^= 0,285

—

коэффициент ширины венца. Значение b

округлить до целого числа по ряду R^ 40 (см. табл. 13.15).

Определить внешний окружной модуль

т^

—

для прямозубых

колес,

т^^

— для колес с круговыми зубьями, мм:

где a) значения Т^, Н-м; [о]^ Н/мм^ (см. 4.1, п. 2); d^^, мм; Ь,

мм (см. 4.2, п. 1; 4);

б) К^ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зу-

бьями Kf^-l, с круговыми зубьями /Г^=1,08;

в) 0^

—

коэффициент вида конических колес. Для прямозубых

колес 0^=0,85; для колес с круговыми зубьями i^/=l.

Значение модуля, полученное с точностью до двух знаков после

запятой, до стандартной величины не округлять. В силовых кони-

ческих передачах принять mj^mj>l,5 мм, при этом в открытых пе-

редачах значение модуля

т^

увеличить на 30% из-за повышенного

изнашивания зубьев.

6. Определить число зубьев колеса ^ и шестерни z^

Полученные значения

округлить в ближайшую сторону до

целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подреза-

ния зубьев рекомендуется принять Zi>15

—

для колес с круговыми

зубьями, ^j>18

—

для прямозубых колес.

Определить фактическое передаточное число и^ и проверить

его отклонение

от заданного и\

Z, \и,— и\

и=—;

Аи=-^^—100% <4%.