Детали машин курсовой проект редуктор основные параметры

Детали машин курсовой проект редуктор основные параметры


приходится вносить указанные коррективы. В расчет обязательно включяются иллюстрации, необходимые для полного понимания всех элементов редуктора, всех принятых обозначений и термином. Диапазоны передаточных чисел, характерные для различных редукторов, указаны в табл. I. Передаточные числа ступеней двухступенчатого цилиндрического редуктора назначают исходя, прежде всего, из того, что их произведение равно общему передаточному числу и. Выбору подлежат два передаточных числа: ис — быстроходной ступени и //т — тихоходной. Поэтому кроме указанного условия можно задать еще одно, например, условие наименьшего суммарного ыеж-осевого расстояния, наименьших габаритных размеров редуктора. Быстроходная ступень нагружена меньше тихоходной. 11оэтому,если назначить передаточные числа ступеней, коэффициенты ширины н допускаемые контактные напряжения соответственно одинаковыми. то быстроходная ступень получает значительно меньшие размеры, чем тихоходная. В большинстве случаев оказывается оправданным уменьшить такое различие, приняв и0 > > нт. На практике приходится считаться также с различными конструктивными требованиями. Таблица /. Передаточные числа редукторов и мотор- ре дун гороо общего назначения, выпускаемых заводами СССР Редукторы Псродитсчнь числа Цилиндрические: одноступенчатые 1,8.. .8 планетарные 6,3. .12,5 двухступенчатые 8.. ,.50 планетарные 31.5. .125 трехступенчатые 58. ..200 Конические одноступенчатые 3.15.. ..5 Коническо-иилиндричсскне: 6.3. двухступенчатые .31.3 трехступенчатые 20. ..lfcO пятиступенчатые 81. ,2124 Червячные: одноступенчатые 8.. ,.ао то же. глобоидиые 10., ,63 двухступенчатые 100.. .4000 В учебных проектах цилиндрических двухступенчатых редукторов (рис. 1. а, б), можно принимать иб примерно от \ги до 1.2 Vи- Следует ориентироваться на верхнее значение, если обе ступени имеют эвольвентное зацепление, быстроходная ступень по твердости не уступает тихоходной, коэффициент ширины быстроходной ступени больше, чем тн-ходной, например, при раздвоенной шевронной передаче в быстроходной ступени (рис. I, б). Следует ориентироваться на нижнее значение в противных случаях, а также. Рис. 1. Слемы передач двухступенчатых редукторов если быстроходная ступень выполняется сэвольвентным зацеплением, а тихоходная — с зацеплением Новикова. В соосных редукторах (рис. 1, ^можно принимать иб до 1,4 Vи. При серийном производстве редукторов часто назначают передаточные числа ступеней так, чтобы число типоразмеров колес было как можно меньше, для чего в ряде редукторов одного типоразмера тихоходные ступени выполняют одинаковыми, а различные передаточные числа редукторов получают за счет различных передаточных чисел быстроходных ступеней. Коэффициент ширины Ч'в нилиндри-ческих передач назначают в соответствии, прежде всего, с твердостью рабочих поверхностей зубьев. Чем выше твердость. тем менее способна передача прирабатываться, тем менее оправдано использование широких колес. В зависимости от термической обработки различают среднетвердые колеса, прошедшие нормализацию или улучшение и имеющие твердость НВ 180...320, и высокотвердые, получающие после поверхностной закалки твердость HRC, 45...55, а после цементации и закалки HRC, 57 ...63. Термообработка среднетвердых колес производится до нарезания, а высокотвердых — посте. При жестких требованиях к габаритным размерам небольшие колеса изготовляют высокотвердымн В условиях индивидуального производства в тяжелом машиностроении превалируют средне-твердые передачи, однако часто применяют также поверхностную закалку ТВЧ. Характерные значения коэффициентов ширины ^ среднетвердых передач следующие: в редукторах с обычной развернутой схемой (рис. 1, а) для обеих ступеней 0,4; в случае раздвоенного шеврона (рис. 1, 6)2 X 0.25 = 0,5 либо 2 X 0,315 = 0,63; в соосном редукторе (рис. 1,в) для быстроходной ступени 0,2 или 0,25, для тихоходной 0,4 или 0,5. В высокотвердых передачах редукторов характерное значение 0,25, иногда 0,2. В ГОСТ 2185—66 на основные параметры цилиндрических передач (табл. 2) приведены значения межосевых рас- стояний, коэффициентов ширины и передаточных чисел. На передачи специального назначения этот стандарт не распространяется. В учебных проектах его обычно рассматривают как рекомендуемый. Суммарное число зубьев zc эволь-вентной зубчатой передачи можно принимать в среднетвердых передачах при спокойной нагрузке — около 200; при умеренных толчках — примерно 130... 170; при резких сильных толчках — около 100, а в высокотвердых передачах — примерно от 40 до 120. Эти рекомендации основаны на следующих соображениях: чем сильнее толчки, тем важнее запас прочности зуба на изгиб, тем, следовательно, больше должен быть модуль, а значит, меньше гс. В высоко-твердой передаче межосевое расстояние меньше, чем в среднетвердой, потому что допускаемое контактное напряжение выше. Поэтому, чтобы получить модуль, достаточный для прочности зуба на изгиб, в высокотвердой передаче необходимо иметь меньшее гс. При межосевом расстоянии aw окружной модуль Нормальный модуль /??„ назначается стандартным (табл. 3). В косозубой передаче он должен составлять (0.95... 0,99) т„ а в шевронной — (0.75...0.90) х X т„ что соответствует углам наклона в первой от 8 до 18° и во второй — от 25 до до 40°. В передачах с зацеплением Новикова 2С обычно не превышает 150. Нормальный модуль тг (табл. 4) составляет при косом зубе примерно (0,90...0,985) /л„ а при шевронном — (0.86...0,94) /л„ что соответствует углам наклона от 10 до 25° и от 20 до 3CF. Коническо-цилиндрическис редукторы (рис. 1,г) включают быстроходную коническую и тихоходную цилиндрическую передачи. В таком редукторе в качестве первого расчетного варианта и6 и ыт можно принять приблизительно одинаковыми. Если ил больше 4...5, то диаметры конической шестерни, а соответственно и быстроходного вала, на котором ее нарезают, сравнительно Таблица 2. Основные параметры передач зубчатых цилиндрических внешнего зацепления (но ГОСТ 2185—66) »'нд Межосевое расстояние а д., мм 1-й 40 50 63 80 100 125 160 2-й — — 71 1 90 112 140 180 1-й 200 250 315 400 500 630 800 2-й 224 280 355 450 1 560 710 900 1-й 1000 1250 1600 2000 2500 2-й 1120 1400 1800 2240 Коэффициенты ширины Ч'в «= а- вц> 0,100 0.125 0.16 0.20 0.25 0.315 0.40 0,50 0.63 0.80 1.00 1,25 Примечание. Значение Ь округляется до ближайшего числа нз ряда Ra 20 по ГОСТ 6636—69. При различной ширине сопряженных колес значение Ь относится к болс-е узкому. Номинальные передаточные числа 1.0 1,12 1,25 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 7.1 8.0 9.0 10 11.2 12.5 Примечание. Действительное передаточное числе должно отличаться от номинального не более чем на 2.5 % при и ^ 4.5 и не более чем на 4 % при и > 4.5. Таблица 3. Модули зубчатых эводьвентиых передач (нз ГОСТ 9563—60 (CT СЭВ 310—76)) Модули мм 1-Й 1.25 1,5 2.5 2-й 1.125 1.375 1.75 2.25 2.75 3,5 4.5 1 5.5 1-й 6 1 8 | К) 12 1 " 20 | 25 | 32 2-й 7 9 11 14 18 22 28 36 Примечание. 1-й ряд следует предпочитать 2-му. Таблице 4. Модули нормальные передач Новикова (из ГОСТ 14186—69) Ряд Модуль, мм 1-й 2 2.5 3,15 4 5 6,3 8 2-й 2.25 | 2.8 1 3,55 | 4,5 1 5.6 7,1 | 9 1-й .0 12,5 16 20 25 1 31,5 40 2-й 11,2 14 18 22.4 28 35,5 45 Примечание. 1-й ряд следует предпочитать 2-му. 1-й 2 2,5 3,15 4 5 6.3 8 10 12.5 16 20 2-й 3 3,5 6 7 12 Примечай и с. 1-й ряд следует предпочитать 2-му. Таблица 6. Коэффициенты q диаметра червяка (из ГОСТ 19672 -74 (СТ СЭВ 267—76)) Ряд Значение 1-й — 8 — 10 — 12,5 — 16 20 2-й 7,1 9 — П,2 — 14 — 18 — П р и м е ч а и н я: 1. 1-й ряд следует предпочитать 2-му. 2. Допускается применять коэффициенты диаметра 7,5 и 12. Рад невелики. Для увеличения прочности и жесткости этого вала может быть введена дополнительная опора (см. 14,в). Червячно-цилиндрическис редукторы (рис. содержат быстроходную червячную и тихоходную цилиндрическую передачи. Передаточное число первой можно назначать примерно от 8 до 80, второй — от 3,15 до 6,3. Основные параметры червячных передач стандартизованы ГОСТ 2144—76, ГОСТ 19672—74. Обязательно должны приниматься стандартными модуль т и коэффициент диаметра червяка q (число модулей в диаметре), указанные в табл. 5, 6. Это необходимо для того, чтобы червячное колесо можно было нарезать стандартной червячной фрезой. В редукторах используют преимущественно небольшие значения q (до 12,5). Чем меньше q, тем меньше скорость скольжения, тем больше угол подъема резьбы и выше КПД. Более высокие значения q применяют, чтобы повысить прочность или жесткость вала червяка или уменьшить угол подъема для надежного самоторможения. Различные значения q применяют также, чтобы получить стандартное межосевое расстояние, которое выбирается нз того же ряда, что и для цилиидрических передач (табл. 2). Однако для этого более рационально пользоваться смещенным зацеплением или изменять число зубьев червячного колеса, компенсируя такое изменение соответствующей корректировкой передаточного числа цилиндрической передачи. Согласно ГОСТ 2144—76, червячное колесо может иметь от 32 до 80 зубьев. Червяк в червячно-цнлнндрнчеекпх редукторах чаще всего двухзаходный. Он может быть одно- или четырехзаходным, но при однозаходном невысок КПД и значительно выделение тепла, а при четырехзаходном в червячной передаче нельзя получить большое передаточное число. Цилиндрическо-червячные редукторы (рис. 1, е) содержат быстроходную цилиндрическую и тихоходную червячную передачи. Желательно, чтобы диаметр колеса цилиндрической передачи был не слишком большим. Он должен вписываться в ширину ванны, согласованную с размерами червячного колеса его ступицы и опор (рис. 72). Если цилиндрическая передача — среднетвердая. то указанного соответствия в размерах можно достичь при передаточном числе ее до 2. иногда до $ а если необходимо большее передаточное число, то эту пару можно выполнить высокотвердой. Червячная передач Таблица 5. Модули червячных цилиндрических передач (из ГОСТ 19672 Варианты сборки цилиндрических редукторов с валами, параллельными roniuoH-тальной опорной плоскости (из ГОСТ 20373—80) дача описана при рассмотрении червяч-но-цилнидрнческих редукторов. Варианты сборки редуктора различают но ГОСТ 20373—80 в зависимости от количества и расположения выходных концов быстроходного и тихоходного валов н расположения опорной плоскости корпуса (рис. 2).