Конструктивные ограничения

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

d_f₁ ³ 1,25 d_Б ; (7.2)

- для конической передачи

d_m₁ ³ 1,35 d_Б , (7.3)

где d_Б ³ КТ_Б^1/3 – (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_П^1/3 , (7.5)

где Т_П– момент на промежуточном валу, Н×м.

Условие прочности по диаметру окружности впадин шестерни тихоходной ступени :

d_f_1Т³ d_П. (7.6)

Диаметр тихоходного вала :

d_Т³ (5…6)Т_Т^1/3 ., (7.7)

где Т_Т – момент на тихоходном валу, Н×м.

7.2.2. В пределах межосевого расстояния ступени a_W (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 d₀ (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_Т^1/3 ³ 10 мм (7.8) Диаметр отверстия d₀ [5, c.266] под болт: d, мм ….. 10 12 16 20 d₀, мм … 11 14 18 22 . Таким образом, условие компоновки имеет вид :

Рис.7.1. Условие компоновки ступени по a_W

S = 0,5 [a_W – d₀ – 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 a_W_Т (тихоходной ступени) заключается в обеспечении зазора с (рис.7.1) между окружностью вершин d_a₂ (для конического колеса d_a_е₂) колеса быстроходной ступени и диаметром тихоходного вала d_в₂ = d_Т :

с = a_W_Т – 0,5 (d_a₂(или d_ae₂) + d_Т) ³ 3 мм . (7.10)

8. СИЛЫ В ПЕРЕДАЧАХ

Для удобства расчетов и конструирования нормальную силу F_n, действующую по линии зацепления, раскладывают на три составляющих по осям :

а) F_t – 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) F_r – радиальную силу, направленную по радиусу: для внешних зубьев к центру вращения, для внутренних зубьев от центра вращения;

в) F_a – 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 F_t	2000 T / d	2000 T / d_m	2000 T₁ / d₁	2000 T₂ / d₂
2. Радиальная F_r	F_t tga_t	F_t tga	F_r₁= F_a₂ = = F_t(tga_ncosd₁m m sinbsind₁) /cosb	F_r₁= F_a₂ = F_ttga_ncosd₁	F_t₂tga	F_r₂= F_r₁
3. Осевая F_a	F_t tgb	отсутствует	F_a₁= F_r₂ = = F_t(tga_nsind₁± ± sinbcosd₁)/cosb	F_a₁= F_r₂ = F_ttga_nsind₁	F_a₁= F_t₂	F_a₂= F_t₁
4. Нормальная F_n	F_t (cosa_t cosb_b)	F_t / cosa	F_t / (cosa_ncosb)	F_t / cosa_n	F_t₂ / (cosacosg_W)

Примечания :

1. Для цилиндрических передач tga_t = tga_n / cosb; sinb_b= cosa_ncosb; 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 F_r₁- минус ; у F_a₁ – плюс) ; при отсутствии совпадения – нижние знаки. Если F_r₁или F_a₁дадут отрицательный результат, то необходимо сменить направление зуба. Угол b = b_m = 35 ⁰.

3. В червячных передачах T₁ = T₂ / (uh), T₂= T₁uh; 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 F_a 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 F_a₁ и F_a₂ изменят направление).

Рис. 8.4. Схема сил и наклоны зубьев z₁ и z₂ на промежуточном валу редуктора Ц2С

Однако в массовом и крупносерийном производствах оборудование цехов или участков для изготовления зубчатых колес специализировано, и нарезание зубьев колес z₂ для всех ступеней производят с правым наклоном, а шестерен z₁ – с левым наклоном без переналадки оборудования. В этом случае силы F_a₁ и F_a₂ 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.