2015-06-16
1026
После удовлетворения условиям прочности следует дать оценку возможности конструктивного исполнения расчетных параметров.
7.2.1. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости, диаметры окружностей шестерен быстроходных ступеней должны быть [5, c.38] равны:
- для цилиндрической передачи
df 1 ³ 1,25 d Б; (7.2)
- для конической передачи
dm 1 ³ 1,35 d Б, (7.3)
где d Б ³ КТ Б1/3 – (7.4)
диаметр входного конца быстроходного вала, мм;
К = 7 – для цилиндрических передач;
К = 8 – для конических передач;
Т Б – вращающий момент на быстроходном валу, Н×м.
Диаметр промежуточного вала [5, c.42]:
d П ³ (6…7) Т П1/3, (7.5)
где Т П – момент на промежуточном валу, Н×м.
Условие прочности по диаметру окружности впадин шестерни тихоходной ступени:
df 1Т ³ d П . (7.6)
Диаметр тихоходного вала:
d Т ³ (5…6) Т Т1/3., (7.7)
где Т Т – момент на тихоходном валу, Н×м.
7.2.2. В пределах межосевого расстояния ступени aW (рис.7.1) должно быть обеспечено размещение в корпусе редуктора подшипников двух соседних валов с наружными диаметрами D П1 и D П2, а между подшипниками (как минимум, тихоходной ступени) в случае разъема корпуса по осям валов должен быть размещен болт крепления крышки и корпуса редуктора.
|
|
|
| Величина размера S стенки (рис.7.1) между отверстиями D П и d 0 (в крышке редуктора под стержень болта) должна быть не менее 3…5 мм. Диаметр болтов крепления крыш-ки редуктора к корпусу [5, c.264]: d¢ = 1,25 Т Т1/3 ³ 10 мм (7.8) Диаметр отверстия d 0 [5, c.266] под болт: d, мм ….. 10 12 16 20 d 0, мм … 11 14 18 22. Таким образом, условие компоновки имеет вид: |
Рис.7.1. Условие компоновки ступени по aW |
S = 0,5 [ aW – d 0 – 0,5 (D П1 + D П2)] ³ 3…5 мм. (7.9)
7.2.3. Проверка условия компоновки быстроходной ступени редукторов Ц2 и КЦ в пределах aW Т (тихоходной ступени) заключается в обеспечении зазора с (рис.7.1) между окружностью вершин da 2 (для конического колеса daе 2) колеса быстроходной ступени и диаметром тихоходного вала dв 2 = d Т:
с = aW Т – 0,5 (da 2 (или dae 2) + d Т) ³ 3 мм. (7.10)
8. СИЛЫ В ПЕРЕДАЧАХ
Для удобства расчетов и конструирования нормальную силу Fn, действующую по линии зацепления, раскладывают на три составляющих по осям:
а) Ft – окружную силу, линия действия которой касательна к начальным окружностям и проходит через полюс зацепления; для ведущего элемента (шестерни, червяка) направлена против его вращения, для ведомого (колеса) – в сторону вращения;
б) Fr – радиальную силу, направленную по радиусу: для внешних зубьев к центру вращения, для внутренних зубьев от центра вращения;
в) Fa – осевую силу, направленную параллельно осям зубчатой или червячной передачи.
Формулы для определения усилий в зубчатых и червячных передачах представлены в таблице 8.1, а примеры изображения сил в зацеплениях приведены на: рис.8.1 – для цилиндрической передачи; рис.8.2 – для конической передачи; рис.8.3 – для червячной передачи.
|
|
|
Таблица 8.1. Формулы для расчета сил в зацеплениях
| Сила, Н | П е р е д а ч а | |||||
| ц и л и н д р и ч е с к а я | к о н и ч е с к а я | ч е р в я ч н а я | ||||
| косозубая | прямозубая | с круговым зубом | прямозубая | червяк | колесо | |
| 1. Окружная Ft | 2000 T / d | 2000 T / dm | 2000 T 1 / d 1 | 2000 T 2 / d 2 | ||
| 2. Радиальная Fr | Ft tga t | Ft tga | Fr 1= Fa 2 = = Ft (tga n cosd1 m m sinbsind1) /cosb | Fr 1= Fa 2 = Ft tga n cosd1 | Ft 2 tga | Fr 2 = Fr 1 |
| 3. Осевая Fa | Ft tgb | отсутствует | Fa 1= Fr 2 = = Ft (tga n sind1 ± ± sinbcosd1)/cosb | Fa 1= Fr 2 = Ft tga n sind1 | Fa 1 = Ft 2 | Fa 2 = Ft 1 |
| 4. Нормальная Fn | Ft
 (cosa t cosb b)
| Ft / cosa | Ft / (cosa n cosb) | Ft / cosa n | Ft 2 / (cosacosg W) |
Примечания:
1. Для цилиндрических передач tga t = tga n / cosb; sinb b = cosa n cosb; a n = 20 0 (при х S = 0).
2. Для конических передач с круговыми зубьями знаки в скобках определяют так: если смотреть с вершины делительного конуса, то при совпадении вращения и наклона зубьев следует принять верхние знаки (у Fr 1 - минус; у Fa 1 – плюс); при отсутствии совпадения – нижние знаки. Если Fr 1 или Fa 1 дадут отрицательный результат, то необходимо сменить направление зуба. Угол b = b m = 35 0.
3. В червячных передачах T 1 = T 2 / (u h), T 2 = T 1 u h; a = 20 0.
4. Единицы физических величин в формулах: моменты - Н×м; силы – Н; диаметры – мм.
|
На рис.8.4 приведен пример схемы сил на промежуточном валу цилиндрического соосного редуктора Ц2С. Для взаимокомпенсации (вычитания) осевых сил Fa и тем самым разгрузки подшипников промежуточного вала наклоны зубьев шестерни z 1Т и колеса z 2Б должны быть одинаковыми: левый – левый (как на рис.8.4), правый – правый (силы Fa 1 и Fa 2 изменят направление).
|
Рис. 8.4. Схема сил и наклоны зубьев z 1 и z 2 на промежуточном валу редуктора Ц2С
Однако в массовом и крупносерийном производствах оборудование цехов или участков для изготовления зубчатых колес специализировано, и нарезание зубьев колес z 2 для всех ступеней производят с правым наклоном, а шестерен z 1 – с левым наклоном без переналадки оборудования. В этом случае силы Fa 1 и Fa 2 суммируются, но такое ²техническое нарушение² в массовом производстве дает большие экономические выгоды, снижая себестоимость изделия за счет уменьшения трудоемкости изготовления.
9. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник.- 4-е изд. – М.: Машиностроение,
1989.- 496 с..
2. Зубчатые и червячные передачи. ЧI: Проектировочный расчет: Метод. указа-
ния к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроитель
ных спец. всех форм обучения.- 4-е изд. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов,
Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. – Н. Новгород, 2000.- 31 с.
3. Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник.- М.: Машиностроение, 1988.-368 с.
4. Машиностроение. Энциклопедия в 40 т. Т.IV-1: Детали машин. Конструкци-
онная прочность. Трение, износ, смазка / Под ред. Д.Н.Решетова.- М.:
Машиностроение, 1995.- 864 с.
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 6-е
изд.- М.: Высш. шк., 2000.- 447 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев и др.- Л.:
Машиностроение, 1983.- 400 с.
