Особенности расчета конических колес

В конической передаче (рис. 4.2) оси валов обычно пересекаются под углом 90⁰. В этом случае передаточное число равно [16, 17]:

u = n ₁ / n ₂ = z ₂ / z ₁ = tgδ ₂ = ctgδ ₁,

где δ₁ и δ₂ – половины углов при вершинах начальных конусов, δ ₁ + δ ₂ =90⁰.

Максимальное передаточное число конической передачи равно 6,3., рекомендуемое – (2…3).

Для конических передач основным расчетным параметром является внешний делительный диаметр колеса d_{e 2}:

где ψ _Re = b ₂ / R_e– коэффициент длины зуба, К_П – коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми.

Рекомендуется [16, 17] выбирать ψ _Re =0,25-0,3, а также b ₂ <0,3 R_e  и b ₂ <10 m_e .

Для прямозубых колес К_П = 1, для колес с наклонными и круговыми зубьями К_П = 1,15-1,35. Поскольку как минимум шестерня в конической передаче расположена консольно, принимают K_F = 1,5.

Расчетные значения внешнего делительного диаметра колеса должны округляться в большую сторону по ряду чисел [13]: 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1250, 1400, 1600.

Для обеспечения выполнения геометрических и технологических условий изготовления конических передач количество зубьев шестерни вычисляется по следующей формуле [8], которая носит рекомендательный характер:

.

В случае прямозубых конических передач полученная расчетом величина z₁ не должна быть меньше 20. В противном случае принимают z₁ = 20.

Расчеты конических передач проводятся по размерам, связанным с большими основаниями конусов.

Основными параметрами конической передачи являются: внешние делительные диаметры d_{e 1} и d_{e 2}, внешний окружной модуль m_e , длина образующей делительного конуса R_e (внешнее конусное расстояние).

d_e1 = m_e z₁, d_e2 = = m_e z₂

 

 

                                  R_e1

 

d_e1                                                                       δ₁                    

                                                   δ₂                                                b

 

d_a1

                     d₂

d_a2

Рис. 4.2 Элементы конической передачи

 

Диаметры окружностей конусов вершин зубьев:

d_{a 1} = d_{e 1} + 2 m_eCos δ ₁

d_{a 2} = d_{e 2} + 2 m_eCos δ ₂

 

Диаметры окружностей конусов впадин:

d_f1 = d_e1 – 2,5m_eCos δ₁

d_f2 = d_e2 – 2,5m_eCos δ₂

 

Средние делительные диаметры:

d ₁ = 2( R_e -0,5 b ) Sin δ ₁

d₂ = 2(R_e-0,5b)Sin δ₂

 

Модуль в среднем сечении (средний окружной модуль) равен:      m = d ₁ / z ₁ = d ₂ / z ₂

Проверка контактной прочности зубьев конических колес проводится по соотношению [16, 17]:

Напряжения изгиба в зубьях конических косозубых колес должны удовлетворять условию [8]:

В этом выражении у – коэффициент формы зуба конического колеса, определяемый по приведенному значению числа зубьев, которое определяется из выражений [8]:

 При прямых зубьях z_{np 1} = z ₁ / Cosδ ₁ и   z_{np 2} = z ₂ / Cosδ ₂

 При наклонных и круговых зубьях z_{np 1} = z ₁ / Cosδ ₁ Cos ³ β и            z_{np 2} = z ₂ / Cosδ ₂ Cos ³ β.

По найденному значению z_np находят по табл. 4.10 величину y .

 

Таблица 4.10 Коэффициент формы зуба у [8]

 

z , znp	22	24	26	28	30	33	36	39	42	45	50	65	80	100	300
у	0,384	0,395	0,404	0,412	0,417	0,426	0,435	0,442	0,446	0,452	0,458	0,471	0,48	0,482	0,496

 

Таблица 4.11 Ширина зубчатых венцов конических колес b ₂ [8]

 

de2 мм	Ширина зубчатого венца b 2 в зависимости от передаточного числа u
	1,4	1,6	1,8	2,0	2,24	2,5	2,8	3,15	3,55	4,0	4,5	5,0	5,6	6,3
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
50	9	8,5	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
56	10	9,5	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
63	11	10,5	10	10	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
71	12	12	11,5	11,5	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
80	14	13	13	13	12	12	-	-	-	-	-	-	-	-
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
90	16	15	15	14	14	14	-	-	-	-	-	-	-	-
100	18	17	16	16	16	15	15	15	-	-	-	-	-	-
112	20	19	18	18	17	17	17	17	-	-	-	-	-	-
125	22	21	20	20	19	19	19	19	19	18	-	-	-	-
140	24	24	22	22	22	21	21	21	21	21	20	-	-	-
160	28	28	26	25	25	25	24	24	24	24	24	24	24	24
180	32	30	30	28	28	28	28	26	26	26	26	26	26	26
200	34	34	32	32	32	30	30	30	30	30	30	30	28	28
225	40	38	36	36	36	34	34	34	34	32	32	32	32	32
250	45	42	40	40	40	38	38	38	38	36	36	36	36	36
280	50	48	45	45	45	42	42	42	42	42	40	40	40	40
315	55	52	52	50	50	48	48	48	48	45	45	45	45	45
355	63	60	60	55	55	55	55	55	52	52	52	52	52	52
400	70	70	65	63	63	60	60	60	60	60	60	60	60	60
450	80	75	75	70	70	70	70	65	65	65	65	65	65	65
500	90	85	80	80	80	75	75	75	75	75	75	75	70	70

 

Особенности расчета червячной передачи

Червячные или зубчато-винтовые передачи применяют для вращения валов со скрещивающимися осями. Движение осуществляется по типу винтовой передачи, когда винтом служит червяк, а колесо представляет собой гайку, изогнутую по окружности резьбой наружу.

Некоторые важные для расчетов и функционирования элементы червяка показаны на рис. 4.3.

Исходными данными для расчета червячной передачи являются: крутящий момент на выходе передачи (на валу червячного колеса) Т₂, частота вращения выходного вала n ₂, передаточное число u _ред.

Время безотказной работы передачи обычно принимают равным      t = 30000 часов, температуру окружающей среды t_o = 20°С.

 

                       р          α=20^о

                                            

 

                                                                      d_{f 1} d ₁ d_{a 1}

 

                            V ₂                         Виток червяка

 Зуб колеса                                  γ

                               V ₁     V_S

                          b₁

 

Рис. 4.3 Цилиндрический архимедов червяк

 

Материал червячного колеса:

1) Венец – оловянистая (при больших скоростях скольжения), безоловянная бронза или латунь (при скорости скольжения V_CK < 8 м/с) и чугун СЧ12-28, СЧ15-32 (при скорости скольжения V_CK < 2 м/с);

2) Ступица и диск - СЧ12-28, СЧ15-32 или сталь 45.

Если червячное колесо имеет небольшие габаритные размеры, то оно целиком выполняется из бронзы.

Материал червяка: углеродистые или легированные термообработанные стали 45, 50, 12ХН3А, 20, 40Х, 40ХН, 38ХМЮА. При работе с венцом из безоловянной бронзы зубья червяка должны иметь твердость не ниже HRC 45.

В качестве параметров исходного контура инструмента можно принять:

h^*_а = 1 – коэффициент высоты головки зуба;

c^* = 0,2 – коэффициент радиального зазора;

α = 20°– угол профиля рейки.

При проверке червячных передач на статическую прочность при пиковых нагрузках предельные допускаемые напряжения принимают из следующих условий.

 

Таблица 4.12 Предельные допускаемые напряжения в червячной передаче [8]

 

Материал	[σ]Н пред	[σ]И пред
Оловянные бронзы	4 σТ	-
Безоловянные бронзы	2 σТ	0,8 σТ
Чугуны	260-300 Н/мм2	0,6 σпч.р

 

 Пределы текучести и прочности бронз должны выбираться соответственно принятой марке материала по справочникам. Однако, для решения задач учебного проектирования можно принять следующие средние значения:

Для оловянистых бронз σ_Т = 150-160 Н/мм²;  σ_в = 240-250 Н/мм²

Для безоловянных бронз σ_Т = 260-300 Н/мм² ;  σ_в = 560-580 Н/мм²

 

---

Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 312; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!