Metodichka_DM_2009


Чтобы посмотреть этот PDF файл с форматированием и разметкой, скачайте его и откройте на своем компьютере.
\t\n\f\t\t\f
 "$%&'( *&,&' -/*1&3/3
/5 7"89&":; -&'7$%3/3
\b\t \r  \r\t
*"=*5"7&$ ;*&,"�=:,13"�
?/*/;,
\t\n \f\r\r\n\t\n\f\f\f\t\f\t\f\f\t\t\f\r
\f  \f!"\n$%\r"\f\n&'$(""*"\n\f\n+!\n\f'
$-*\r\f\n/"\f!"'$0"\f!"\f\r+\f\r2'
;@\f@\n\t\fA
BCCD
5"+\f&\n\r\f\t"\n \f2* 2!"\t \r7\t\n \f\r\r\n\t
\n\f\f\f\t\f\t\f\f\t\t\f\r\f  \f!"\n
$%\r"\f\n&'$(""*"\n\f\n+!\n\f'$-*\r\f\n/"\f!"'
$0"\f!"\f\r+\f\r2'789!"\t7:;7-7\r*"=77& ?77A+7B
C7:D%9FGGH7BFI7
9!"\t\f\n\n:
;7-7\r*"\f\t7+\f7\f\t&7J"\t\r\nKLMNO
=77& \f\t7+\f7\f\t&7J"\t\rKGNO
?77A+\t&7J"\t\r\nPLHN7
"\tQ\f\t\n \f \r\rR \r!&\r\f\rS5"*"\t\n
"\n\f\n+!\n\fTJ!"UF\r\tFV7GW7GVN!\t\f\fX\t"\n\f
\f" \f\f+\f\r\r\r\n\fJ!"UM\r\tKH7KF7GYN7
(\t\f\t\n \f\r\r\n\t\n\f\f\f\t\f\t\f\f!"
$0"\r+\f\r\r\r\n\f\t\r\n\f'""+\f&\n\r\f\t"\n \f2
* 2!"\t \r7D\t\f!"\n\t""+\f7("\n\f \f\t\t\f\r
\f  \f!"\n$%\r"\f\n&'$(""*"\n\f\n+!\n\f'
$-*\r\f\n/"\f!"'$0"\f!"\f\r+\f\r2'7
Z\r\t!\r\t\f\n/\n!\r\t X\t"\n\f\f" \f\f
+\f\r\r\r\n\f\f\t7+\f7\f\t&7;7-7\r*"7




1


Расчет цилиндрической зубчатой передачи


Методические указания к выполнению домашнего задания для студентов,
обучающихся по направлени
ям

Г
ірництво

, 
Переробка корисних копал
ин,
Автомобільний транспорт и
Транспортні технології
.


1.

Общие положения



Цель задания

закрепление теоретических знаний студентов и получение
ими практических навыков по методике расчета цилиндрических зубчатых пер
е
дач.

Содержание
задания:

1.

Исходные данные к расчету (выбираются студентами по указанию пр
е
подават
е
ля из н
астоящего методического пособия).

2.

Расчетная часть:



Выбор электродвигателя и кинематический расчет;



Материалы зубчатых колес



Режим работы



Допускаемые напряжения



Коэффициенты нагрузки



Определение основных параметров цилиндрической передачи



Геометрический ра
счет цилиндрической передачи



Размеры элементов, необходимые для выполнения рабочего чертежа к
о
леса

3.

Графическая часть:

Рабочий чертеж колеса, выполняемый на листе ватмана формата А3.

Пояснительная записка выполняется на стандартных листах бумаги (
формат
А4). Все страницы нумеруются. Записка должна иметь типовый титульный лист,
вариант задания с исходными данными, краткие пояснения к решениям и расч
е
там, а в конце

список использованной литературы.


Предполагается, что расчет распространяется на ст
альные прямозубые, к
о
созубые и шевронные передачи одноступенчатых редукторов при соблюдении
следующих условий:

1)

валы опираются на подшипники качения;

2)

корпус защищен от проникновения внутрь грязи и воды и обладает до
с
таточной жесткостью;

3)

зубья смазываются
маслом;

4)

среда химически неагрессивная;

5)

температура масла в корпусе не выше 95

С;

6)

степень точности по нормам плавности и контакта 6

9 по ГОСТ 1643

81.







2

Основные индексы:

1


относящийся к шестерне

зубчатому колесу передачи с меньшим чи
с
лом зубьев;

2


относящийс
я к колесу

зубчатому колесу с большим числом зубьев;

(штрих)

предварительно выбранное значение величины, подлежащее
уточнению.

Средняя величина указывается чертой над буквой, обозначающей переме
н
ную.

Для определения основных параметров передачи в качес
тве проектного
расчета выполняют расчет на контактную выносливость.

Расчет на изгибную выносливость выполняют для определения модуля п
е
редачи
, как проверочный.


2.

Исходные данные к расчету


В качестве исходных задают следующие параметры;



крутящий момент н
а колесе


2
T
,Нм;



частота вращения колеса


2
n
,об/мин;



синхронная частота вращения электродвигателя


1
n
с
,об/мин;



ресурс




,ч;



класс нагрузки;



вид зубьев

(
прямые, косые или шевронные).


3.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет




Мощность на валу

двигателя
22
30
дв
Tn
P




,


где


КПД передачи, который принимают в пределах 0,95

0,97.


По полученн
ому значению мощности выбирают электродвигатель.

При
этом необходимо знать, что большой запас мощности приводит к большим дин
а
мическим нагрузкам на детали привода, снижает
co

в электросистеме, а также,
что допускается перегрузка дв
игателя до 58% при постоянной нагрузке и до
1012%

при переменной.

В качестве двигателей применяют, в основном, закрытые обдуваемые тре
х
фазные асинхронные короткозамкнутые электродвигатели серии 4А общего н
а
значения.

Основные параметры двигате
лей серии 4А при номинальной нагрузке для
интервала мощностей 0,55

22 кВт приведены в табл. 1.








3

Таблица 1.

Синхронная частота вращения, об/мин

3000

1500

1000

750

Мощность

двигателя,кВт

Типоразмер

двигателя

,%


T
пуск
T
ном
Тип
о
р
аз
м
.

двигателя

,%


T
пуск
T
ном
Типоразм.

двигателя

,%


T
пуск
T
ном
Типоразмер

двигателя

,%


T
пуск
T
ном
0,55

4А63В2УЗ

8,5

2,0

4А71А4УЗ

7,3

2,0

4А71В6УЗ

10

2,0

4А80В8УЗ

9,0

1,6

0,75

4А71А2УЗ

5,9

2,0

4А71В4УЗ

7,5

2,0

4А80А6УЗ

8,4

2,0

4А90
L
А8УЗ

6,0

1,6

1,1

4А71В2УЗ

6,3

2,0

4А80А4УЗ

5,4

2,0

4А80В6УЗ

8,0

2,0

4А90
L
В8УЗ

7,0

1,6

1,5

4А80А2УЗ

4,2

2,0

4А80В4УЗ

5,8

2,0

4А90
L6
УЗ

6
,4

2,0

4А100
L8
УЗ

7,0

1,6

2,2

4А80В2УЗ

4,3

2,0

4А90
L4
УЗ

5,1

2,0

4А100
L
6УЗ

5,1

2,0

4А112М8УЗ

6,0

1,8

3,0

4А90
L2
УЗ

4,3

2,0

4А100
4
УЗ

4,4

2,0

4А112МА6УЗ

4,7

2,0

4А112МВ8УЗ

5,8

1,8

4,0

4А100
2
УЗ

3,3

2,0

4А100
L4
УЗ

4,7

2,0

4А112МИ6УЗ

5,1

2,0

4А132

8УЗ

4,1

1,8

5,5

4А100
L2
УЗ

3,4

2,0

4А112М4УЗ

3,7

2,0

4А132
6
УЗ

3,3

2,0

4А132М8УЗ

4,1

1,8

7,5

4А112М2УЗ

2,5

2,0

4А132
4
УЗ

3,0

2,0

4А132М6УЗ

3,2

2,0

4А160

8УЗ

2,5

1,4

11

4А132М2УЗ

2,3

1,6

4А132М4УЗ

2,8

2,0

4А160

6УЗ

2,7

1,2

4А160М8УЗ

2,5

1,4

15

4А160
2
УЗ

2,1

1,4

4А16
0
4
УЗ

2,3

2,0

4А160М6УЗ

2,6

1,2

4А180М8УЗ

2,5

1,2

18,5

4А160М2УЗ

2,1

1,4

4А160Ь4УЗ

2,2

2,0

4А180М6УЗ

2,7

1,2

4А200М8УЗ

2,3

1,2

22

4А180
2
УЗ

2,0

1,4

4А180
4
УЗ

2,0

2,0

4А200М6УЗ

2,8

1,2

4А200
L8
УЗ

2,7

1,2


Примечание: В типоразмерах двигателей цифра 4 озна
чает порядковый номер серии, А

род
двигателя

асинхронный, Буква А на третьем месте означает, что станина и щиты двигателя алюмини
е
вые; если станина ал
ю
миниевая, а щиты чугунные, то это отмечается буквой Х; отсутствие этих букв
означает, что станина и щ
иты ч
у
гунные или стальные. Двух

или трехзначное число указывает высоту
оси вращения. Буквы
L
,


или
М указывают установочный размер по длине станины. Буквами А или В
отмечается длина сердечника статора. Цифры 2,4,6 или 8 означают число полюсов. Последние д
ве буквы
(УЗ) показывают, что двигатель предназначен для работы в зонах с умеренным климатом.


Фактическая частота вращения входного вала


11
(1),
100
c

nn

об/мин.

Передаточное число



1
2
.
n
u
n







4

Полученное значение должно быть согласовано с единым рядом (допуска
е
мое отклонение от номинальных значений
4%

): 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.

Крутящий момент на входном валу

2
1
.
T
T
u





4.

Материалы зубчатых колес


Зубчатые колеса передач и редукторов в бол
ьшинстве случаев изготовляют
из сталей, подвергнутых термическому или химико

термическому упрочн
е
нию.

Условно зубчатые колеса делят на две группы:

1)

с твердостью активных поверхностей зубьев
350
HB



нормализованные,
улучшенные;

2)

с тверд
остью
350
HB



закаленные, цементированные, нитроцементир
о
ванные, азотированные.

Считается, что зубья первой группы способны к приработке, а второй

нет.

Для первой группы с целью ускорения прирабатываемости, выравнивая
долг
овечности, следует принимать

12
30...40.
HBHB


Механические характеристики некоторых сталей, применяемых для зубч
а
тых колес, приведены в табл. 2.



Таблица 2
.

В


Т


Марка
стали

Ди
а
метр,мм

Шир
и
на,мм

HB
сердц
е
вины

HRC
п
о
верхн
о
сти

МПа

Термическая обр
а
бо
т
ка

35

45

45

45

40Х

40Х

40Х

35ХМ

35ХМ

35ХМ

40ХН

40ХН

40ХН

Л
юбой

Любой

125

80

200

125

125

315

200

200

315

200

200

Любая

Любая

80

50

125

80

80

200

125

125

200

125

125

163

192

179

207

235

262

269

302

235

262

269

302

269

302

235

262

269

302

269

302

235

262

269

302

269

302













45

50





48

53





48

53





550

600

780

890

790

900

900

800

920

920

800

920

920

270

320

540

650

640

750

750

670

790

790

630

750

750

Нормализация

Нормализация

Улучшение

Улучшение

Улучшение

Улучшение

УлучшениеТВЧ

Улучшение

Улучшение

УлучшениеТВЧ

Улучшение

Улучшение

УлучшениеТВЧ









5

5.

Режим работы


Большинство режимов работы редукторов укладываются в шесть типовых
режимов нагружения. Для каждого режима

(класса) в табл. 3 приведены значения
коэффициентов эквивалентности, а также коэффициентов режима
x
.

Коэф
фициенты долговечности определяют по формулам




3
1;
H
ДHE
HG
N
KK
N


1,
m
F
ДFE
FG
N
KK
N


где
N

суммарное число циклов

(наработка);


HG
N


база контактных напряжений, зависящая от твердости материала;


FG
N

база изгибных напряжений;


6
m

при нормализации, улучшении, азотировании;


9
m

при закалке и цементаци
и.



Таблица 3.

FE
K

Класс нагру
з
ки

HE
K

,

ч


x

350
HB

6
m




40
HRC

9
m



H1,0

H0,8

H0,63

H0,56

H0,5

H0,4

H0,315

1,0

0,8

0,63

0,56

0,5

0,4

0,315

32000

16000

8000

4000

2000

1000

500

1,0

0,
75

0,5

0,4

0,315

0,2

0,125

1,0

0,81

0,725

0,68

0,645

0,575

0,51

1,0

0,84

0,775

0,745

0,715

0,665

0,615


Наработка


60,
Nn




где
n

частота вращения зубчатого колеса.

Если передача работает в реверсивном режиме, то наработку уменьшают
вдвое.

Базу контактных на
пряжений определяют по формуле


2,4
30
HG
NHB

.

Для всех марок сталей


6
410
FG
N

.










6

6.

Допускаемые напряжения




Если пр
и выборе материала соблюдалось условие

12
<70
HBHB

,

то в большинстве случаев менее прочным элементом является колесо и допуска
е
мое контактное напряжение определяют по фо
р
муле



2
,
Hlim
H
H





где
lim2
H


предел длительной контактной выносливости колеса;



H


коэффициент безопасности по этим напряжениям.

Допускаемое изгибное напряжение



2
0
,
Flim
F
F





где
2
0
Flim




предел длительной выносливости колеса по изгибным напря
ж
ниям;

F


коэффициент безопасности.

Пределы длительной выносливости принимают по табл. 4 и 5.



Таблица 4
.


Способ термохимической
обработки зубьев

Средняя тве
р
дость поверхн
о
стей зубьев

Сталь

lim,
H


МПа

Нормализац
ия или
улучшение

350
HB
<

270
HB


Объемная закалка

3850
HRC


18150
HRC


Поверхностная закалка

4050
HRC


Углеродистая и
ле
гированная

17200
HRC


Цементация и
нитроцементация

56
HRC


23
HRC

Азотирование

550750
HV


Леги
рованная

1050


Коэффициенты безопасности принимают: для колес из нормализованной и
улучшенной стали, а также при объемной закалке
1,11,2
H


,
1,751,8
F


; при
п
о
верхностном упрочнении зубьев
1,21,3
H


,
1,551,75
F


.


7
.

Коэффициенты нагрузки


Фактическую нагрузку в зацеплении определяют с учетом неравномерности
распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца и с у
четом ударов.

Для этого эквивалентный момент умножают на коэффициент нагрузки
H
K
при
расчете на контактную выносливость и
F
K


при расчете на изгибную выно
сл
и
вость.








7


Таблица 5.

Твердость зубьев

Способ
термохимичес
кой обработки
зубьев

Сталь

на поверхности

в сердцевине

lim
o
F


МПа

Нормализация,
улучшение

40,45,50,40Х,

40ХН,40ХФА

180350
HB


1,8
HB

Объемная з
а
калка

40Х,40ХН,

40ХФА

4555
HRC


500

550

Закалка при
нагреве ТВЧ

4
0ХН,40ХН2МА

4858
HRC


2535
HRC


700

Цементация

20ХН,20ХН2М,

12ХН2,12ХН3А

5763
HRC




950

Азотирование

Стали, содерж
а
щие алюминий

700950
HV


2440
HRC


300
HRC


сердцевины



Коэффициенты нагрузки:


;
HHHHv
KKK
K




.
FFFFv
KKK
K



При расчете прямозубых передач на контактную выносливость коэффиц
и
ент распределения нагрузки
1;
H
K


для косозубых и шевронных передач этот к
о
эффициент определяют по формулам

(табл. 6.
)



Таблица 6.

Степень точности

H
K


8

0,008
v1
,05*

9

0,013v1,095

*значение скорости в м/с.


При расчете прямозубых передач на изгибную выносливость
1;
F
K


для
косозубых и шевронных передач этот коэффициент принимают по табл. 7.


Та
блица 7.

Степень точности

F
K


8

0,91

9

1,0


При определении коэффициента концентрации нагрузки
K

различают н
а
чальный коэффициент концентрации
0
K

, имеющий место до приработки зуб
ь
ев,
и рабочий коэффициент концентрации
0
KK


после приработки.

При расчете цилиндрических передач на контактную выносливость:

при твердости колеса
2
350
HB



0
(1)1,05,
HH
KKxx



где
x

коэффициент режим
а

(табл.

3).





8

при твердости колеса
2
40
HRC



0
HH
KK


.

Значения начальных коэффициентов концентрации
0
H
K

находят по табл. 8
при
2
350
HB

и по табл. 9 при
2
40
HRC

.


Таблица 8.

1

d

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

o
H
K


1
,05

1,08

1,14

1,26

1,4

1,6

1,8

2,0



Табл
и
ца 9.

1

d

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

o
H
K


1,05

1,05

1,07

1,13

1,2

1,3

1,4

1,5


Для цилиндрических передач


1
1
,
2
u

d




где
u

передаточное число;





коэффициент ширины колеса.

При проектиро
вании редукторов обычно задаются величиной


; для пр
я
мозубых передач принимают
0,125;0,16;0,2;0,25;



для косозубых
0,25;0,315;0,40;



для шевронных
0,5;0,63;0,8;1,0



.

При расчете цилиндрических передач на
изгибную выносливость:

при твердости колеса
2
350
HB


0
(1)1,04,
FF
KKxx



при твердости колеса
2
40
HRC


0
FF
KK


.

Значения начальных коэффициентов концентрации по изгибу
0
F
K

находят
по табл. 10 при
2
350
HB

и по табл. 11 при
2
40
HRC

.

Коэффициент динамичности
v
K
для зубчатых передач всех видов опред
е
ляют в зависимости от скорости
v
,
степени точности и твердости рабочих п
о
верхностей зубьев (табл. 14 и 15).



Таблица 10.

1

d

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

o
F
K


1,04

1,06

1,08

1,21

1,31

1,46

1,6

1,74








9


Таблица 11.

1

d

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

o
F
K


1,04

1,04

1,06

1,08

1,16

1,23

1,31

1,38


При проектном расчете окружные скорости цилиндрических передач вне
ш
него и внутреннего зацепления


12
32
,
3
10
nT
v
Cu
v


'

где
1
n

частота вращения шестерни, об/мин;


v
C

коэффициент, принимаемый по табл. 12;


2
T

вращающий момент на валу колеса, Нмм;


u

передаточное число.


Таблица 12.

Обработка

Передача

12
УУ


12
ТВЧУ


12
ЦУ


12
ТВЧТВЧ

12
ЗЗ


12
ЦЦ


прямозубая

13

14

15,5

17,5

21

косозубая

15

16

17,5

19,5

23,5


Степени точности по нормам плавности выбирают по табл. 13.



Таблица 13.

Скорость
v
, м/с

Передача

<5

5

8

8

12
,5

прямозубая

9

8

7

косозубая

9

9

8


8.

Определение основных параметров цилиндрической перед
а
чи



Главные параметры цилиндрической передачи

межосевое расстояние

,
передаточное число
u
, коэффициент ширины


, модуль
n
m
и угол наклона л
и
нии зуба

.

Дальнейшим расчетом определяют межосевое ра
сстояние, модуль и угол
наклона линии зуба.

Межосевое расстояние

(знак плюс

внешнее зацепление, знак минус


внутреннее)



2
'
'
3
(1),

H
T
K
u
u







где

270
K

для косозубых передач и
315
K

для прямозубых;





H


допускаемое контактное напряжение;

''
2
H
ДH
TTKK



расчетный момент на колесе, Нмм;





10

H
Д
K

коэффициент долговечности;

'
H
K

предварительное значение коэффицие
н
т
а нагрузки.

Полученное предварительное значение межосевого расстояния
'

округл
я
ют до ближайшего значения согласно единому ряду главных параметров:

10
; 12; 16; 20;
25;

28;

32;

36;

40
;

45;

50;

56;

63;

71;

80;

90;

100;

112;

125;

140;

160;

180;

200;

224;

250;

280;

315;

355;

400;

450;

500;

560;

630;

710;

и принимают за окончательное значение
.




Таблица 14.

v
, м/с

1

2

4

6

8

10

Степе
нь
точности

Тве
р
дость
повер
х
ностей
зубьев
*

Hv
K

а

1,04
1,01

1,08
1,02

1,16
1,04

1,24
1,06

1,32
1,07

1,4
1,08

8

я

б

1,03
1,01

1,06
1,01

1,1
1,02

1,16
1,03

1,22
1,04

1,26
1,05

а

1,05
1,01

1,1
1,03

1,2
1,05

1,3
1,07

1,4
1,09

1,5
1,12

9

я

б

1,04
1,01

1,07
1,01

1,13
1,02

1,2
1,03

1,26
1,04

1,32
1,05

Примечание: а


2
350
HB

; б


2
40.
HRC

В числителе приведены данные для прямоз
у
бых колес, в знаменателе

для косозубых.




Таблица 15.

v
, м/с

1

2

4

6

8

10

Степень
точности

Тве
р
дость
повер
х
ностей
зубьев
*

Fv
K

а

1,1
1,03

1,2
1,06

1,38
1,11

1,58
1,17

1,78
1,23

1,96
1,29

8

я

б

1,04
1,01

1,06
1,02

1,12
1,03

1,16
1,05

1,21
1,07

1,26
1,08

а

1,13
1,04

1,28
1,07

1,5
1,14

1,77
1,21

1,98
1,28

2,25
1,35

9

я

б

1,04
1,01

1,07
1,02

1,14
1,04

1,21
1,06

1,27
1,08

1,34
1,09

Примечание: а


2
350
HB

; б


2
40.
HRC

В числителе приведены данные для прямоз
у
бых колес,
в знаменателе

для косозубых.







11

Ширина колеса

2
;





ширина шестерни

12
1,12.



Значения

1

и
2

округляют в соответствии с единым рядом главных пар
а
метров.
Далее определяют фактическое контактное напряжение, чтобы удостов
е
риться
в отсутствии ошибок в вычислениях основных параметров и обесп
е
чить
полное использование материалов зубчатой пары.

Контактное

напряжение

2
11
.
H
uu
KT
u




Коэффициент нагруз
ки
H
K
уточняют по фактической скорости, м/с

1
2
.
(1)60
n
v
u




В этой формуле

в м.

Оптимальным вариантом
является соотношение



(0,9...1,03)
HH


.

Если фактич
еское контактное
напряжение
не попадает в этот интервал н
е
обходимо изменить либо межосевое расстояние


, либо коэффи
ци
ент ширины
колеса



.

Передачи, работающие с кратковременными перегрузками(пиковыми н
а
грузка
ми) следует проверять на отсутствие пластических деформаций или хру
п
кого разрушения рабочих поверхностей зубьев; максимальное напряжение, во
з
никающее при пуске, определяют по формуле


2
.
пуск
mxH
Нпр
НД
T
TK





Предельное допускаемое напряжение
H
пр



принимают для стальных колес
при твердости
350
HB

равным
3,1
T

и при
350
HB

равным
41,3
HRC
.

Далее определяют мо
дуль, используя эмпирическую формулу

(0,01...0,02)
n

m

'
при
350
HB

,

(0,01...0,02)
n

m

'
при

40.
HRC


Полученное значение модуля округляют до ближайшего в соответствии с
предпочтительным рядом модулей

(мм):

1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10; 12,5; 16; 20; 25.

Минимальные значения модулей при твердости
350
HB


1;
n
мм
m

при
твердости
40
HRC


1,6;
n
мм
m


Суммар
ное число зубьев для прямозубых колес


21
2

zzz
m


'
.

Полученное предварительное значение округляют до ближайшего меньшего
целого числа и принимают за окончательное значение
z

.





12

Для определения суммарного числа зубьев косозубых колес предварительно
задаются углом наклона линии зуба

10...12


'
°
.

Суммарное число зубьев

21
2
co

zzz
m
n



'
'
.

Полученное предварительное значение округляют до ближ
айшего меньшего
целого числа и принимают за окончательное значение
z

, затем уточняют угол
наклона линии зуба

rcco
2
n
zm




.

В шевронных передачах предварительно принимают
30


'
°
.

Число зубьев шес
терни

1
13.
1
z
z
u



'

Значение
1
z
'
округляют до ближайшего целого числа.

Число зубьев колеса

21
.
zzz




Проверяем фактические изгибные напряжения,

F
FF
ДF
n
YY
FKK
m



,

где
F
Y


коэффициент формы зуба для внешнего зацепления, принимаемый
по табл.
16 в зависимости от эквивалентного числа зубьев
v
z
:

3
.
co
v
z
z



Для колес с внутренним зацеплением коэффициент
F
Y
принимают по
табл.

17 .


Таблица 16.

v
z

12

16

20

25

32

40

50

60

71

80

90

100

180

180

F
Y



4,28

4,07

3,9

3,78

3,7

3,68

3,62

3,61

3,6

3,6

3,6

3,62

3,63



Таблица 17.

v
z
или
2
v
z

40

45

50

56

63

71

F
Y

4,02

3,95

3,88

3,84

3,8

3,75


Коэффициент угла наклона зуба

1
140
Y



,

где


угол наклона линии зуба, градусы (минуты и секунды перево
дят в
доли градуса).






13

Окружная сила


22
2
2(1)

TTu
F
du


.

Напряжения изгиба определяют отдельно для колеса и шестерни. Фактич
е
ские напряжения не должны превышать допускаемые больше чем н
а 5%.

При наличии пиковых моментов проверяют статическую прочность зубьев
на изгиб:



mxmx
mx
пик
FFF
F
Д
T
TK


.

Значения


mx
F

принимают: при нормализации и улучшении равным
2,7
HB
; при объемной закалке

1400

МП
а.


9.

Геометрический расчет цилиндрической передачи


Цель геометрического
расчета


определение делительных диаметров, ди
а
метров вершин и диаметров впадин зубьев.

Делительный диаметр


co
n
mz
d


.

Диаметр вершин зубьев


2.
n
ddm


Диаметр впадин зубьев


2,5.
fn
ddm


Для колеса с внутренним зацеплением



22
2;

ddm



22
2,5.
f
ddm


Делительные диаметры должны удовлетворять условиям:

для внешнего зацепления



12
2;
dd


для внутреннего зацепления


22
2.
dd



9.1
.

Размеры элементов, необходимые для выполнения рабочего
чертежа к
о
леса


Диаметр выходн
ого конца вала колеса




2
2
16
3
,
x
T
d



где


15...20
МПа


по
ниженное касательное напряжение;


2
T

в Нмм
.





14

Полученное значение округляют до ближайше
го большего из ряда диаме
т
ров:

10; 11; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36;
38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120;
125; 130; 140; 150; 160

мм.

Диаметр вала под подшипни
ки


22
(3...5).
nx
dd
мм


Полученное число должно быть кратно пяти, если
2
20
п
d
мм

. Если
2
20
п
d
мм
<
то его надо выбирать из ряда: 10; 12; 15; 17мм.

Диаметр посад
очного места под колесо


22
(3...5).
kn
dd
мм


Полученное значение округляют в соответствии с рядом диаметров. По п
о
следнему диаметру выбирают призматическую шпонку, пользуясь табл.
18.


Длины шпо
нок выбирают из ряда: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36;
40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 250.

После этого выполняется рабочий чертеж колеса на листе чертежной бум
а
ги формата А3.



Таблица 18.

Глубина паза

Диаметр вала
d

Сечение шпонки



вала
1


втулки
2


Св.
10 до 12

“ 12 до 17

“ 17 до 22

“ 22 до 30

44


55


66


87


2,5

3,0

3,5

4,0

1,8

2,3

2,8

3,3

Св. 30 до 38

“ 38 до 44

“ 44 до 50

“ 50 до 58



58 до 65

108


128


149


1610


1811


5,0

5,0

5,5

6,0

7,0

3,3

3,3

3,8

4,3

4,4

Св. 65 до 75

“ 75 до 85

“ 85 до 95

“ 95 до 110


“ 110 д
о 130

2012


2214


2514


2816


3218


7,5

9,0

9,0

10,0

11,0

4,9

5,4

5,4

6,4

7,4


1
0
. Пример расчета цилиндрической зубчатой передачи


Дано
:



крутящи
й момент на колесе


2
285
T

Нм;



частота вращения колеса


2
340
n

об/мин;



синхронная частота вращения электродвигателя


1
1500
c
n

об/мин;



ресурс


12000




ч;



класс нагрузки
H0,8
;



вид зубьев

косые





15

1
0
.1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет


Мощность на валу

двигателя

22
2853,14340
300,96
30
дв
Tn
P







10570

Вт
,

где

0,96

КПД передачи.

Из табл. 1 выбираем электродвигатель 4А132М4УЗ со следующими
пар
а
метрами:



номинальная мощность

11
ном
P


кВт
;



синхронная частота вращения
1
1500
c
n


об/мин
;



скольжение

2,8%


;



кратность пускового момента
2,0.
пуск
ном
T
T


Фактическая частота вращения
входного вала


11
2,8
(1)1500(1)1458
100100
c

nn


об/мин.

Передаточное число


1
2
1458
340
n
u
n

4,288.

Принимаем
4,5.
u


Крутящий момент на входном валу



2
1
285
4,50,96
T
T
u



66

Нм.

Фактическая частота вращения выходного вала


1
2
1458
4.5
ф
n
n
u

324

об/мин.

Отклонение от заданной



22
2
340324
100100
340
ф
nn
n



4,7%


1
0
.2.Выбор материалов зубчатых колес


Принимаем : для шестерни сталь 40Х, термообработка

улучшение, при
диаметре заготовки

125
мм, твердость зубьев НВ269

302;
1
В


900МПа,
1
Т


750МПа; для колеса

сталь 40ХН, термообработка

улучшение, при ди
а
метре заготовки

315
мм, твердость сердцевины зубьев НВ235

262,
2
В


800МПа,
2
Т


630МПа.

В дальнейших расчетах принимаем
1
280
HB
и
2
250
HB
.








16

1
0
.
3. Определение допускаемых напряжений


Число циклов нагружения (наработка):

зуба шестерни


9
11
60601200014581,0510
Nn


;

зуба колеса


9
8
1
2
1,0510
2,3310
4,5
N
N
u


.

База
контактных
напряжений:

зуба шестерни


2,4
2,47
1
1
30302802,2410
HG
NHB

;

зуба колеса


2.4
2.47
2
2
30302501,710.
HG
NHB



Коэффициенты

долговечности
по контактным напряжениям



9
1
3
3
1
7
1
1,0510
0,8
2,2410
H
ДHE
HG
N
KK
N



2,88.


8
3
2
7
2,3310
0,8
1,710
H
Д
K



1,91.

Так
как

1,
H
Д
K

то принимаем
1
1
H
Д
K

и
2
1.
H
Д
K


Общий коэффициент д
олговечности
1,0.
H
Д
K


Коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям


9
1
3
3
1
6
1,0510
0,812,582
410
F
ДFE
FG
N
KK
N



;


8
2
3
3
2
6
2,3310
0,812,01.
410
F
ДFE
FG
N
KK
N




Принимаем
12
1,0.
F
ДFД
KK


Так как
1,0
H
Д
K

и перепад твердостей зубьев шестерни и колеса
12
100
HBHB

<
, то по контактным напряжениям лимитирует колесо и допуска
е
мое контактное напряжение




2
lim2
270225070
518
1,1
H
H
HH
HB





МПа.

Допускаемое напряжение изгиба





1
lim1
1
1,81,8280
288
1,75
F
F
FF
HB





МПа;




2
lim2
2
1,81,8250
257
1,75
F
F
FF
HB






МПа.







17

1
0
.4. Определение основных параметров передачи


Принимаем предварительно значение коэффициента ширины
0,35



.

Из табл. 12
15.
v
C


Предварительное значение окружной скорости


33
12
3
3
3232
10145828510
3,33
1010154,50,35
v
nT
v
Cu




'
м/с.

Из табл. 13 принимаем
9

ю степень точности.

Коэффициент распределения нагрузки по контактным напряжениям

(табл. 6)


0,0133,331,0951,14.
H
K



Отношение ширины колеса к делительному диаметру шестерни


2
1
14.51
0,350,963.
22

u
d




Из табл. 8, используя линейную интерполяцию, находим значение начал
ь
ного коэффициента концентрации нагрузки
1,374.
o
H
K



Коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям


(1)1,374(10,75)0,751,0931,05.
o
HH
KKxx




Здесь x0,75 (табл.. 3).

Коэффициент динамичности по контактным напряжениям (табл. 14)



1,043.
Hv
K


Предварительное значение коэффициента нагрузки по контактным напр
я
жениям


1,141,0931,0431,3.
HHHHv
KKKK


'

Расчетный момент на колесе


2
1,3285371
H
TKT

''
Нм.

Предварительное значение межосевого расстояния



2
2
3
3
3
3
10
27037110
(1)(4,51)133,18
5184,50,35

H
T
K
u
u












'
'
мм.

В соответствии с единым рядом параметров принимаем
140


мм.

Ширина колеса


2
0,3514049




мм.

Так как
при выборе межосевого расстояния пришлось выбрать из единого
ряда большее значение по сравнению с расчетным, что привело бы к снижению
фактического контактного напряжения, то ширину колеса можно принять меньше
п
о
лученного значения для более полного исполь
зования свойств стали.

Принимаем
2
40


мм.

Ширина шестерни


12
1,121,124044,8



мм.





18

Принимаем
1
45



мм.


Фактическая окружная скорость

1
33
221403,141458
3,89
60(1)1060(4,51)10
n
v
u





м/
с.

Так как фактическая скорость незначительно отличается от предварител
ь
ного значения

(
<1,0

м/с),
H
K

и
Hv
K
не уточняем.

Окончательные значения: коэффициента нагрузки
1,3;
H
K



расчетного момента
371

T


Нм.

Фактическое контактное напряжение


33
2
114.514,51
1027037110532
1404,540
H
uu
KT
u





МПа.

Разница между допускаемым и фактическим напряжением





1002,67%.
HH
H





Результат можно о
ставить без уточнения.

Максимальное допускаемое статическое контактное напряжение



mx2
2,82,8
HT


6301
760

М
П
а.

Максимальное расчетное контактное напряжение

mx
2
532752
1
пуск
HH
номHД
T
TK



МПа.

752
<1
76
0.

Нормальный модуль

(0,01...0,02)(0,01...0,02)1401,4...2,8
n
m

мм.

Принимаем
2,5
n
m


МПа.

Принимаем угол наклона линии зуба
10


°
.

Ориентировочно определяем число зубьев шестерни и сравниваем с мин
и
мальным числом по условию неподрезания ножки зуба

1
22140
20,36
(1)(4,51)2,5
n

z
um





1min
14.
z


11min
zz

.

Суммарное число зубьев


2co2140co10
110,3.
2,5
n

z
m




°

Округляем до меньшего целого числа
110.
z



Число зубьев шестерни

1
110
20.
14,51
z
z
u




Число зубьев колеса

21
1102090.
zzz







19

Фактический угол наклона линии зуба

1102,5
rcco()rcco()105039.
22140
n
zm






°'"

Фактическое передаточное число

2
1
90
4,5.
20
ф
z
u
z


Отклонения от заданного нет.

Для нахождения значений коэффициентов формы зуб
ьев для шестерни и
колеса находим экви
валент
ные числа зубьев

1
1
33
20
21,1.
coco105039
v
z
z


°"

2
3
90
95.
co105039
v
z

°'"

Из табл. 16, используя линейную интерполяцию, находим
1
4,032
F
Y


и
2
3,6.
F
Y


Коэффициент угла наклона зу
ба

10,84
110,923.
140140
Y



°

Коэффициент распределения нагрузки по изгибу
1,0.
F
K



Начальный коэффициент концентрации нагрузки по изгибу (табл. 10)

1,291.
o
F
K



Коэффициент концентрации нагрузки по изгибу

(1)1,291(10,75)0,751,0731,04.
o
FF
KKxx



Коэффициент динамичности по изгибу (табл. 15)
1,136.
Fv
K


Коэффициент нагрузки по изгибу

11,0731,1361,219.
FFFFv
KKKK



Окружное усилие


33
2
10(1)28510(4,51)
2488
1404,5

Tu
F
u



Н.

Находим отношения




1
1
288
71,42
4,032
F
F
Y





2
2
257
71,43.
3,6
F
F
Y



Дальнейший расчет ведем для шестерни так как для неё найденное отнош
е
ние меньше.

Расчетные напряжения изгиба

11
1
1
4,0320,92324881,219100
452,5
F
Д
FFF
n
K
YYFK
m




МПа.

100
<288.

Условие прочности выполняется.






20

Проверка статичес
кой прочности зубьев по изгибу

mx
2
100200
1
пуск
FF
номFД
T
TK


МПа;



mx2
2,72,7250675
F
HB



МПа.

200<675
.

Условие прочности выполняется.


1
0
.5. Диаметры зубчатых колес


Шестерня.

Делительный диаметр

1
1
2,520
50,909
coco10,84
n
mz
d



°
мм.

Диаметр окружности вершин

11
250,90922,555,909
n
ddm

мм.

Диаметр окружности впадин

11
2,550,9092,52,544,659
fn
ddm

мм.

Колесо.

Делительный диаметр

2
2
2,590
229,091
coco10,84
n
mz
d
мм



°
мм.

Диаметр окружности вершин

22
2229,09122,5234,091
n
ddm

мм.

Диаметр окружности впадин

22
2,5229,0912,52,5222,841
fn
ddm

мм.

Проверка межосевого расстояния


12
50,909229,091
140
22
dd



мм.

Коэффициент торцевого перекрытия

12
1111
1,883,2()co1,883,2()co10,841,654.
2090
zz









°


Коэффициент осевого перекрытия


2
in
40in10,84
0,958.
2,53,14
n

m







°









21

1
0
.6.

Размеры элементов, необходимые для выполнения рабочего
чертежа к
о
леса



Диаметр выходного конца вала колеса




33
2
3
3
2
16101628510
45,91
3,1415
x
T
d




мм.

Здесь


15


МПа


пониженное касательное напряжение.

Принимаем
2
48
x
d

мм.

Диаметр посадочного места под колесо

22
10481058
kx
dd

мм.

Для этого диаметра выбираем шпонку со следующими размерами

1811


мм.

Глубина шпоночного паза во втулке (колесе)

4,4


мм.

Выполняем рабочий чертеж колеса.


Литература


1.

Проектирование механических передач: Учебно

справочное пособие для
втузов

/

С.А.

Чернавский, Г.А.

Снесарев, Б.С.

Козинцов и др.

5

е изд. перераб. и
доп.

М.: Машиностроение, 1984.

560 с
., ил.

2.

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся
машиностроительных специальностей техникумов

/

С.А.

Чернавский, К.Н.

Боков,
И.М.

Чернин и др.

2

е изд., перераб. и доп.

М.: Машиностроение, 1987.

416 с.:ил.
























22


Ва
рианты домашних задани
й


Вариант

Синхронная ча
с
т
о
та вращ
е
ния дв

ля,
об/мин

Ча
с
тота вращ
е
ния
в
ы
хо
д
ного вала,
об/мин

Кр
у
т
я
щий м
о
мент
на в
ы
хо
д
ном в
а
лу,
Нм

Класс нагрузки

Ресурс, тыс. ч

З
у
бья*

1

750

150

190

1,0

8

П

2

1000

400

240

0,8

9

К

3

1500

300

160

0,63

11

Ш

4

3000

600

50

1,0

12

К

5

750

170

220

0,8

10

К

6

1000

360

185

0,63

13

П

7

1500

330

115

1,0

14

Ш

8

3000

670

100

0,8

15

П

9

750

190

250

0,63

12

П

10

1000

320

150

1,0

7

К

11

1500

375

250

0,8

8

П

12

3000

750

125

0,63

9

К

13

750

210

320

1,0

14

К

14

1000

280

135

0,63

10

П

15

1500

420

180

0,8

11

К

16

3000

850

25

1,0

12

П

17

750

240

400

0,8

16

Ш

18

1000

250

115

0,8

13

Ш

19

1500

480

65

1,0

14

П

20

3000

950

50

0,8

15

К

21

750

270

140

0,63

8

К

22

1000

220

95

1,0

9

П

23

1500

540

195

0,8

10

К

2
4

3000

1050

40

0,8

11

П

25

750

300

250

1,0

10

Ш

26

1500

600

80

0,63

12

Ш

27

1000

200

370

0,8

13

К

28

3000

1200

80

0,63

14

К

29

1000

340

300

0,63

15

П

30

1500

450

85

0,8

16

Ш

* П

прямые; К

косые; Ш

шевронные.

Продолжение таблицы на следующей ст
ранице.






23



Варианты домашних заданий


В
а
р
и
ант

Синхронная ча
с
т
о
та вр
а
щ
е
ния дв

ля,
об/мин

Ча
с
тота вращ
е
ния
в
ы
хо
д
ного в
а
ла,
об/мин

Кр
у
т
я
щий м
о
мент
на в
ы
хо
д
ном в
а
лу,
Нм

Класс н
а
грузки

Р
е
сурс, тыс. ч

З
у
бья*

31

750

160

600

1,
0

16

Ш

32

1000

190

100

0,
8

15

К

33

1500

280

340

0,
63

14

Ш

34

3000

580

35

0
,
8

13

П

35

750

180

370

0,
63

12

Ш

36

1000

210

450

1
,
0

11

Ш

37

1500

310

60

0,
63

10

К

38

3000

650

100

1
,
0

9

П

39

750

200

140

0,
8

8

К

40

1000

240

120

1,
0

7

П

41

1500

360

190

0,
8

8

Ш

42

3000

730

50

0,
63

9

К

43

7
50

220

85

0,
63

10

К

44

1000

270

250

0
,
8

11

Ш

45

1500

410

70

1,
0

12

П

46

3000

830

60

0,
8

13

К

47

750

250

150

0,
63

14

К

48

1000

310

120

0
,
8

15

П

49

1500

470

100

1,
0

16

К

50

3000

930

30

0,
63

7

П

51

750

280

170

0
,
8

8

К

52

1000

350

140

0,
63

9

К

53

150
0

520

75

1
,
0

10

П

54

3000

1050

60

0,
8

11

К

55

750

310

150

0,
63

12

К

56

1000

380

270

1
,
0

13

Ш

57

1500

580

50

0,
63

14

П

58

3000

1100

40

0
,
8

15

К

59

750

320

90

1,
0

8

К

60

1000

390

170

0,
8

10

Ш

*
П

прямые; К

косые; Ш

шевронные.







24


В
а
р
и
ант

Синхронн
ая ча
с
т
о
та вр
а
щ
е
ния дв

ля,
об/мин

Ча
с
тота вращ
е
ния
в
ы
хо
д
ного в
а
ла,
об/мин

Кр
у
т
я
щий м
о
мент
на в
ы
хо
д
ном в
а
лу,
Нм

Класс н
а
грузки

Р
е
сурс, тыс. ч

З
у
бья*

61

750

260

600

0.63

12

Ш

62

1000

360

100

1.0

11

К

63

1500

3
20

340

0.8

16

Ш

64

3000

7
90

35

0.63

15

П

65

750

160

370

0.8

14

Ш

66

1000

190

450

0.63

13

Ш

67

1500

280

60

1.0

12

К

68

3000

580

100

0.63

11

П

69

750

180

140

1.0

10

К

70

1000

210

120

0.8

9

П

71

1500

310

190

1.0

8

Ш

72

3000

650

50

0.8

7

К

73

750

200

85

0.63

8

К

74

1000

240

250

0.63

9

Ш

75

150
0

360

70

0.8

10

П

76

3000

730

60

1.0

11

К

77

750

220

150

0.8

12

К

78

1000

270

120

0.63

13

П

79

1500

410

100

0.8

14

К

80

3000

830

30

1.0

15

П

81

750

250

170

0.63

16

К

82

1000

310

140

0.8

7

К

83

1500

470

75

0.63

8

П

84

3000

930

60

1.0

9

К

85

750

28
0

150

0.8

10

К

86

1000

350

270

0.63

11

Ш

87

1500

520

50

1.0

12

П

88

3000

1050

40

0.63

13

К

89

750

310

90

0.8

14

К

90

1000

380

170

1.0

15

Ш

*
П

прямые; К

косые; Ш

шевронные.






25

В
а
р
и
ант

Синхронная ча
с
т
о
та вр
а
щ
е
ния дв

ля,
об/мин

Ча
с
тота вращ
е
ния
в
ы
хо
д
ного в
а
ла,
об/мин

Кр
у
т
я
щий м
о
мент
на в
ы
хо
д
ном в
а
лу,
Нм

Класс н
а
грузки

Р
е
сурс, тыс. ч

З
у
бья*

91

750

150

220

0.63

10

П

92

1000

400

350

1,0

12

К

93

1500

300

110

0,8

8

Ш

94

3000

600

100

0,63

9

К

95

750

170

190

1,0

11

К

96

1000

360

240

0,8

12

П

97

1500

330

160

0,63

10

Ш

98

3000

670

50

1,0

13

П

99

750

190

220

0,8

14

П

100

1000

320

185

0,63

15

К

101

1500

375

115

1,0

12

П

102

3000

750

100

0,8

7

К

103

750

210

250

0,63

8

К

104

1000

280

150

1,0

9

П

105

1500

420

250

0,63

14

К

106

3000

850

125

0,8

10

П

107

750

240

320

1,0

11

Ш

108

1000

250

135

0,8

12

Ш

109

1500

480

180

0,8

16

П

110

3000

950

25

1,0

13

К

111

750

270

400

0,8

14

К

112

1000

220

115

0,63

15

П

113

1500

540

65

1,0

8

К

114

3000

1050

50

0,8

9

П

115

750

300

140

0,8

10

Ш

116

1500

600

95

1,
0

11

Ш

117

1000

200

195

0,63

10

К

118

3000

1200

40

0,8

12

К

119

1000

340

250

0,63

13

П

120

1500

450

80

0,63

14

Ш

*
П

прямые; К

косые; Ш

шевронные.











26


Содержание


1.

Общие положения... 1

2.

Исходные данные к расчету
... 2

3.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет


2

4.

Материалы зуб
чатых колес

4

5.

Режим
работы..

5

6.

Допускаемые
напряжения..

6

7.

Коэффициенты нагрузки 6

8.

Определение осн
овных параметров цилиндрической передачи

9

9.

Геометрический расчет цилиндрической
передачи 1
3

10.

Пример расчета цилиндрической зубчатой передачи. 1
4

Лите
ратура2
1

Варианты до
машних заданий.

2
2






























Приложенные файлы

  • pdf 1165722
    Размер файла: 619 kB Загрузок: 0

Добавить комментарий