Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин

Подождите немного. Документ загружается.

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа

следует пересчитать

z^^

8. Определить действительные углы делительных конусов шес-

терни 6j и колеса

Ь{,

52=arctgw^; 5 =90^-62.

9. Для конических передач с разностью средних твердостей ше-

стерни и колеса НВ,^^—НВ2ср<100 (см. табл. 3.1) выбрать из табл.

4.6 коэффициент смещения инструмента

х^^

для прямозубой шес-

терни и х^, для шестерни с круговым зубом. Коэффициенты сме-

щения колес соответственно х^^-

•X , и JC =•

е\ nl

-\v Если HBj^p-

НВ2^р>100, TOXj=X2=0.

Для передач, у которых Zj и

отличаются от указанных в табл.

4.6,

коэффициенты

х^^

принимают с округлением в большую

сторону.

10.

Определить фактические внешние диаметры шестерни и

колеса, мм:

Диаметры

Делительный:

шестерни

колеса

Вершин зубьев:

шестерни

колеса

Впадин зубьев:

шестерни

колеса

Для прямозубой передачи

^.e2=<2+2(l-x,)m^cos6,

^M=<i-2(l,2-x^i)m^cos5,

Для передачи с круговым зубом

при р=35°

^«..=^..+b64(l+^.>.cos5,

^аеГ^ех'^^ ,64( l-X„,)/W,^COS52

^/.r<,-b64(l,2-x„,)m,^cos6,

^/.2=^.2+b64(l,2+x,)m,^cos5,

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм.

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим

внешним диаметрам передачи

d^.

11.

Определить средний делительный диаметр шестерни d^ и

колеса

d^,

мм:

Значения d. и

до целого числа не округлять.

Проверочный расчет

12.

Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

(см.

3.1, п. 1 и табл.

D <D ;

заг пред'

S <S

заг пред

3.2).

Диаметр заготовки шестерни

D^=d^^^(i

мм.

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

Предельные значения D и 5

—

из табл. 3.4.

^ пред пред

При невыполнении неравенств изменить материал колес или

вид термической обработки.

Таблица 4.6. Коэффициенты смещения х^, и х^, для шестерен конических

передач

х^, при передаточном числе и

2,0

0,44

0,42

0,40

0,38

0,36

0,34

0,29

0,25

0,20

2,5

0,50

0,48

0,47

0,45

0,43

0,40

0,37

0,33

0,28

0,22

3,15

0,53

0,52

0,50

0,48

0,46

0,43

0,40

0,36

0,31

0,24

4,0

0,56

0,54

0,52

0,50

0,48

0,45

0,42

0,38

0,33

0,26

5,0

0,57

0,55

0,53

0,51

0,49

0,46

0,43

0,39

0,34

0,27

х^, при передаточном числе и

2,0

0,32

0,30

0,29

0,27

0,26

0,24

0,22

0,19

0,16

0,11

2,5

0,37

0,35

0,33

0,31

0,30

0,27

0,26

0,21

0,18

0,14

3,15

0,39

0,37

0,35

0,33

0,32

0,30

0,28

0,24

0,21

0,16

4,0

0,41

0,39

0,37

0,35

0,34

0,32

0,29

0,25

0,22

0,17

5,0

0,42

0,40

0,38

0,36

0,35

0,32

0,29

0,25

0,22

0,17

Таблица 47 Коэффициент формы зуба Yj,

^г

100

180

оо

Коэффициент смешения режущего инструмента л

-0,5

—

4,6

4,12

3,97

3,85

3,73

3,68

3,62

3,63

-0,4

—

4,6

4,32

4,02

3,88

3,79

3,7

3,67

3,62

3,63

-0,3

—

4,39

4,15

3,92

3,81

3,73

3,68

3,65

3,62

3,63

-0,2

4,55

4,2

4,05

3,84

3,76

3,7

3,65

3,62

3,63

-0,1

4,5

4,28

4,04

3,9

3,77

3,7

3,66

3,62

3,61

3,62

3,63

4,27

4,07

3,9

3,8

3,7

3,65

3,63

3,61

3,6

3,62

3,63

+0,1

4,03

3,89

3,77

3,7

3,64

3,61

3,59

3,58

3,60

3,63

+0,2

3,83

3,75

3,67

3,62

3,58

3,57

3,56

3,57

3,59

3,63

+0,3

3,67

3,61

3,57

3,55

3,53

3,54

3,55

3,58

3,63

+0,4

3,53

3,5

3,48

3,47

3,48

3,49

3,5

3,52

3,53

3,56

3,63

+0,5

3,4

3,39

3,4

3,42

3,44

3,46

3,5

3,52

3,54

3,63

13.

Проверить контактные напряжения S„, Н/йм1

IT,

-Юз

где а) F=—-^ окружная сила в зацеплении, Н;

б) ^^„=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагруз-

ки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в)

Kj^^

— коэффициент динамической нагрузки. Определяется

по табл. 4.3 в зависимости от окружной скорости колес v^is^^dj

/(2-

10^), м/с, и степени точности передачи (см. табл. 4.2);

г) значения

d^^,

мм п. 10; Т^, Н-м; [о]^ Н/мм^; i^^ А'^; Ь, мм;

и^, d^, мм (см. 4.2, пп. 1, 4, 7, 11);

oi^^

— угловая скорость вала

колеса редуктора или открытой передачи, 1/с (см. табл. 2.5).

Допускаемая

недогрузка

передачи (а^ <[о]^^) не более 10% и пере-

грузка (а^ >[о]^) до 5%. Если условие

прочности

не

выполняется,

то

следует изменить ширину венца колеса и

шестерни

Ь.

Если эта мера

не

даст должного

результата,

то либо

надо увеличить внешний

дели-

тельный

диаметр

колеса

d^^,

либо назначить

другие материалы

колес

или другую

термообработку,

пересчитать допускаемые

контактные

напряжения (см. 3.1, п. 1, 2) и повторить весь расчет передачи

(см.

4.1, пп. 13).

14.

Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни о^:^ и колеса

а^, Н/мм^:

^г2-Уг2У^

^;^;;г^ ^А^^.

<[^]/.;

где а) значения Ь, мм; m^(mj, мм; 0^; К '

Е^,

Н см. 4.2, пп. 4, 5, 13;

б)

К^^=

1 —

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в) К^^ — коэффициент динамической нафузки. Определяется

аналогично коэффициенту К^^ (см. 4.2, п. 13);

г) Ур1 и

Ур2

~ коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от

эквивалентного числа зубьев шестерни

z^^

и колеса z^y

для прямозубых колес для колес с круговыми зубьями

^. .

•^2

^2 . ^v2 COSbjCOS^^

cosb.

где р=35*'

—

угол наклона зубьев;

д) 7=1 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) [а]^, и [а] ^2 ~" допускаемые напряжения изгиба шестерни и

колеса, Н/мм^ (см. 3.1, п. 3).

Если при

проверочном расчете

оj,

значительно меньше

[а]р то это

допустимо^

так как

нагрузочная способность большинства

зубчатых

передач ограничивается

контактной

прочностью.

Если а^>[о]^,свы-

ше 5%, то надо увеличить модуль mj^m^), соответственно пересчи-

тать число зубьев шестерни ^, и колеса

и повторить проверочный

расчет на изгиб

(см.4.1,

п. 14). При этом внешний делительный

диаметр колеса

d^^

не изменяется, а следовательно, не нарушается

контактная прочность передачи (см. 4.2, п. 10).

15.

Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).

Таблица 4.8. Параметры зубчатой конической передачи^ мм

Проектный расчет

riapaweip

Внешнее конусное рас-

стояние

Внешний окружной мо

дуль mj^mj

Ширина зубчатого вен-

ца b

Число зубьев:

шестерни z^

колеса Zj

Вид зубьев

Угол делительного ко-

нуса, град:

шестерни 5,

колеса

Ъ^

Значение

Параметр

Внешний делительный

диаметр:

шестерни t/^,

колеса d ,

Внешний диаметр

окружности вершин:

шестерни

d^^^

колеса d ,

1 ael

Внешний диаметр

окружности впадин:

шестерни

<У^^,

колеса d,,

Средний делительный

диаметр:

шестерни ^,

колеса

Значение

Продолжение табл. 4.8

Проверочный расчет

Параметр

[ Контактные напряжения

о^,, Н/мм^

Напряжения изгиба,

Н/мм^

^л

^п

Допускаемые

значения

Расчетные

значения

Примечание

В графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в

процентах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по

контактным о^ и изгибным о^ напряжениям (см. пп. 13, 14).

4.3.

Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

Определить главный параметр — межосевое расстояние а ,

мм:

V [с]\

где а)

Т^

— вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н

•

(см.

табл. 2.5).

б) [о]^ — допускаемое контактное напряжение материала чер-

вячного колеса, Н/мм^ (см. 3.2, п. 2).

Полученное значение межосевого расстояния а^ для нестандарт-

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

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

Выбрать число витков червяка Zy

зависит от передаточного числа редуктора

ы^^

(см. табл. 2.5):

св.

8 до 14 св. 14 до 30 св. 30

4 2 1

Определить число зубьев червячного колеса: ^2=

Z^u^^.

Полу-

ченное значение z^ округлить в меньшую сторону до целого числа.

Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется ^2^26. Оп-

тимальное значение

Zf=

40...60.

Определить модуль зацепления т, мм:

/И=(1,5...1,7)^-

Рис. 4.4. Геометрические параметры червячной передачи

Значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного:

1-й ряд-2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16

2-й ряд-3; 3,5; 6; 7; 12

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

Из условия жесткости определить коэффициент диаметра чер-

вяка

^-(0,212...0,25)^.

Полученное значение q округлить до стандартного из ряда чисел:

1-й ряд- 6,3; 8; 10; 12,5; 16

2-й ряд-7,1; 9; 11,2; 14; 18

При выборе q 1-й ряд следует предпочитать 2-му. По ГОСТ 19672

—

74 допускается применять

=7,5 и 12. Чтобы червяк не был слиш-

ком тонким, q следует увеличивать с уменьшением

т\

тонкие чер-

вяки получают большие прогибы, что нарушает правильность за-

цепления.

6. Определить коэффициент смещения инструмента х\

x={aJm)-QXq^Z,Y

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значе-

ние

допускается до — Кх

<+1.

Если при расчете х это условие не

выполняется, то следует варьировать значениями qviz^. При этом

рекомендуется изменить в пределах 1...2 зубьев, чтобы не превысить

допускаемое отклонение передаточного числа Aw (см. п. 7), а зна-

чение q принять в пределах, предусмотренных формулой (см. п. 5).

Определить фактическое передаточное число и^ и проверить

его отклонение

от заданного и:

= —; Aw=^-V^100% < 4%.

8. Определить фактическое значение межосевого расстояния а^,

мм:

9. Определить основные геометрические размеры передачи, мм.

При корригировании исполнительные размеры червяка не из-

меняются; у червячного колеса делительный d^ и начальный d^^

диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин

d^^

и впа-

дин flf^2-

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d=qm;

начальный диаметр

d^f=m{q-^2x)]

диаметр вершин витков

d^f^d^-\-2m;

диаметр впадин витков

d^=d^—2,4m;

делительный угол подъема линии витков у = arctg(~;^);

длина нарезаемой части червяка Z?j=(10+5,5|x|+Zi)/w+C, где'^х

—

коэффициент смещения (см. п. 6). При х <0 С = 0; при х >0

С = — (70 + 60x)m/Z2' Значение

Ь^

и Ь^ (см. п. б) округлить до

ближайшего числа по табл. 13.15.

б) Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d^^

mZ2'-,

диаметр вершин зубьев

d^^=

d^+ 2т{\ + х)\

наибольший диаметр колеса d^^ ^^ai^ '^'

диаметр впадин зубьев

dj^^=

d^— 2/w(i,2

—

х);

ширина венца: при г, = 1;2

Z?2==

0,355^?^; при ^, = 4 ^^^ 0,315^?^;

радиусы закруглений зубьев: Л^=

0,5^^^

—

т\ R^- 0,5^, + l,2w;

условный угол обхвата червяка венцом колеса 26:

sin 6 = -—— '

Угол 26 определяется точками пересечения дуги окружности

диаметром d' =

d^^

— 0,5m с контуром венца колеса и может быть

принят равным

90...

120^

(см. рис. 7.8).

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическо-

му межосевому расстоянию а

и основным размерам передачи.

проверочный расчет

10.

Определить коэффициент полезного действия червячной пе-

редачи

Т1

tgy

tg(Y+9)

где

Y —

делительный угол подъема линии витков червяка; ф

—

угол

трения. Определяется в зависимости от фактической скорости

скольжения

%^А

^ 2cosy • 10^

(табл. 4.9).

Значения и^, d^, мм; у см 4.3, пп. 7, 8, 9;

со.

рость вала червячного колеса, 1/с (см. табл. 2.5).

угловая ско-

Таблица 4.9. Значения угла трения ф

, м/с

0,1

0,5

1,0

4''30\..5Ч0'

ЗЧ0'...3''40'

2°30...3°10'

Примечанием

V . м/с

1,5

2,5

гньшие зна

для фупп И и III (см. табл. 3.5).

2°20'.

2°00'.

Г40.

чения

—

..Г50'

..ГЗО'

.2'20'

v^, м/с

1°30'...2°00'

1«20'...1Ч0'

1«00'...1»30'

для материалов группы I, большие

—

11.

Проверить контактные напряжения зубьев колеса а^,

Н/мм^:

°я=340Д^^^<1о]^,

где а)

F^^=

1Т^ •

V^^jd^

— окружная сила на колесе, Н;

б)

А'

—

коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от

окружной скорости колеса

= —"-^ »

м/с;

К=\

при

v^<?>

м/с;

А=

1,1...1,3

при

>3 м/с;

в) [о]/^ — допускаемое контактное напряжение зубьев колеса,

Н/мм1 Уточняется по фактической скорости скольжения v^ (см.

формулы табл. 3.6);

г) значения Г, Н-м; d^ и d мм; v, м/с;

а^^,

1/с (см. 4.3, пп. 1,

9, 10).

Допускается недогрузка

переданы

(а^<[а]^^) не более 15% и пере-

грузка (о^

а]^) до 5%. Если условие

прочности

не

выполняется,

то

следует выбрать другую

марку

материала

венца

червячного колеса

(см.

3.2, табл. 3J) и

повторить весь расчет

передачи (см. 4.1, п. 13).

12.

Проверить напряжения изгиба зубьев колеса о^, Н/мм^:

где а) значения т, мм; Ь^, мм;

F^^,

Н; К (см. 4.3, пп. 4, 9, 11);

б) У^2"~ коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл.

4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного

г,

числа зубьев колеса

^^2~^^'

Здесь у-делительный угол подъема линии витков червяка (см.

4.3,

п. 9).

Таблица 4.10. Коэффициенты формы зуба

Y^^

червячного колеса

Z..2

! 26

i 28

Уп.

1,98 1

1,88

1,85

1,80

^.2

Уп.

1,76

1,77

1,64

1,61

Z„2

Уп.

1,55

1,48

1,45

1,40

Zu2

100

150

300

Уп

1,34

1,30

1,27

1,24

в)

[с7]^

—

допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм^

(см.

3.2, п.2).

При

проверочном расчете

а^

получаются меньше

[а]^, так как на-

грузочная

способность

червячных передач ограничивается контакт-

ной

прочностью

зубьев

червячного

колеса (см. 4.1,

п.

14).

13.

Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.11).

В графе «Примечание» к проверочному расчету указать в про-

центах фактическую недофузку или перегрузку передачи по контак-

тным

Ofj

и изгибным а^ напряжениям (см. пп. 11, 12).

Таблица

4.11.

Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет

Параметр

Межосевое расстояние

а^

Значение

Параметр

Ширина зубчатого венца

колеса

Ь^

Значение

Продолжение

табл.

4.11

Параметр

Модуль зацепления т

Коэффициент диаметра

червяка q

Делительный угол витков

червяка у, град.

Угол обхвата червяка

венцом колеса, 25 град.

Число витков червяка ^,

Число зубьев колеса Zi

Значение Параметр

Длина нарезаемой части

червяка

Ь^

Диаметры червяка:

делительный

начальный J^,,

вершин витков ^^,

впадин витков д^

Диаметры колеса:

делительный

вершин зубьев

d^^

\ впадин зубьев d^

наибольший d^^

Значение

Проверочный расчет

Параметр

Коэффициент полезного действия

х\

Контактные напряжения о^, Н/мм^

Напряжения изгиба о^, Н/мм-

Допускаемые

значения

Расчетные

значения

Примечание

Характерные ошибки:

Неправильные вычисления.

Несоразмерность единиц в формулах при определении aj

d^^,

т; о^;

Oj:.

Неумение интерполировать.

Неправильно использованы таблицы.

ЗАДАЧА 5

РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

Цель: 1. Выполнить проектный расчет открытой передачи.

Выполнить проверочный расчет открытой передачи.

Расчет передач трением

Ременные передачи относятся к категории быстроходных пере-

дач,

и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой

ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач яв-

ляются номинальная мощность

Р^^^

и номинальная частота враще-

ния п двигателя (см. табл. 2.5) или условия долговечности рем-