Министерство образования
Российской Федерации
Вологодский государственный технический университет
Кафедра теории и проектирования машин и механизмов
Детали машин
Методические указания к курсовому проекту.
Часть I: расчёт зубчатых и червячных передач
Факультет: промышленного менеджмента
Специальности:
150200 – автомобили и автомобильное
хозяйство;
120100 – технология машиностроения,
металлорежущие станки и инструмент;
210200 – автоматизация технологических
процессов и производств
г. Вологда, 2000 г.
ВВЕДЕНИЕ
Темой курсового проекта по деталям машин является механический привод
для различных исполнительных машин – конвейеров, станков и т.п. Проект
носит комплексный характер и включает в себя расчётную и графическую
части.
Расчётно-пояснительная записка к проекту должна содержать следующие
разделы: задание на проектирование; введение; подбор электродвигателя и
кинематический расчёт привода; проектирование передач редуктора и
открытых передач привода; определение конструктивных размеров элементов
зубчатых колёс и элементов корпуса редуктора; ориентировочный расчёт
валов; эскизная компоновка редуктора; проектирование подшипниковых узлов
и подбор подшипников; уточнённый расчёт промежуточного вала редуктора;
подбор шпонок и проверка шпоночных соединений; подбор муфт; выбор
смазки; назначение посадок основных элементов; перечень использованной
литературы. Кроме того, в состав расчётно-пояснительной записки
включается спецификация на графическую часть.
Объём графической части составляет 5 листов формата А1, куда входят
чертежи общего вида редуктора, его деталей, рамы и общего вида привода.
Настоящие методические указания представляют собой первую часть
учебно-методического комплекса по курсовому проектированию деталей
машин. Они содержат алгоритмы подбора электродвигателя, кинематического
расчёт привода, а также расчёта цилиндрических, конических и червячных
передач. Описанные алгоритмы положены в основу программ расчёта передач
на ЭВМ. Кроме того, методические указания включают в себя все справочные
материалы, необходимые при подготовке исходных данных для расчётов с
помощью вычислительной техники.
Методические указания предназначены для студентов всех форм обучения
специальностей 150200, 120100, 210200 при курсовом и дипломном
проектировании, а также при выполнении студентами-заочниками контрольных
работ.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
В общем машиностроении большинство машин приводят в движение от
трёхфазных асинхронных электродвигателей переменного тока, которые
характеризуются номинальной мощностью Рэл. и номинальной частотой
вращения ротора nэл. Электродвигатели различают:
1. По конструкции корпусов:
1). Электродвигатели на лапах, исполнение М 100;
2). Электродвигатели фланцевые на лапах, исполнение М 200;
3). Электродвигатели на лапах, исполнение М 300.
2. По конструкции обмоток:
1). Электродвигатели основного исполнения;
2). Электродвигатели с повышенным скольжением;
3). Электродвигатели многоскоростные.
3. По степени защиты:
1). Закрытые обдуваемые со степенью защиты 1Р44, которая исключает
попадание внутрь такого электродвигателя посторонних тел размером более
1 мм;
2). Защищённые со степенью защиты 1Р23, исключающей попадание внутрь
электродвигателя посторонних тел размером более 12,5 мм;
4. По назначению:
1). Основное исполнение;
2). Малошумные;
3). Встраиваемые;
4). Со встроенной температурной защитой;
5). Со встроенным электромагнитным тормозом;
6). Крановые;
7). Влагоморозостойкие.
При выборе электродвигателя следует помнить, что высокооборотные
двигатели имеют меньшие габарита, массу, стоимость, чем тихоходные той
же мощности.
Структура обозначения электродвигателей:
1). Серия разработки;
2). Вид электродвигателя;
3). Исполнения по способу защиты: Н – защищенные, при отсутствии буквы –
закрытые обдуваемые;
4). Высота оси вращения в мм:
5). Условное обозначение длины станины – M, L, S;
6). Условное обозначение длины статора – А, В;
7). Число полюсов;
8). Условное обозначение климатического исполнения.
Пример условного обозначения электродвигателя – 4А112МВ6У3. Здесь: 4 –
номер серии; А – асинхронный; исполнение закрытое обдуваемое (после
буквы А отсутствует буква Н); 112 – высота оси вращения в мм; М –
установочный размер по длине станины; В – длина сердечника статора; 6 –
число полюсов; У3 – двигатель предназначен для работы в умеренном
климате.
Параметры электродвигателей приведены в табл. 1.1.
Потребная мощность приводного электродвигателя определяется по формуле:
(1.1)
где РИ.М. – мощность на валу исполнительного механизма (тихоходном валу
привода); ?0 – общий К.П.Д. привода.
При проектировании привода конвейера
(1.2)
где F – тяговое усилие на приводном валу в Н; v – скорость тягового
элемента в м/с.
(1.3)
где ?i – К.П.Д. одной кинематической пары (см. табл. 1.2); a, b, c –
количество одинаковых кинематических пар.
Таблица 1.1
Параметры электродвигателей
Таблица 1.2
Значения к.п.д. механических передач и подшипников
Тип передачи Закрытая Открытая
Зубчатая цилиндрическая 0,96?0,98 0,92?0,95
Зубчатая коническая 0,95?0,97 0,91?0,94
Червячная самотормозящаяся 0,30?0,40 0,20?0,30
Червячная несамотормозящаяся
при числе заходов червяка:
z1=1
z1=2
z1=4
0,65?0,80
0,75?0,85
0,8?0,9
—
—
—
Цепная передача — 0,95?0,97
Ременная передача — 0,94?0,96
Одна пара подшипников качения — 0,99?0,995
Одна пара подшипников скольжения — 0,98?0,99
Для соединительных муфт можно принять ?н?0,98?0,99.
Выбор электродвигателя производиться по табл. 1.1 в соответствии с
условием Рр?Рэл. При этом электродвигатель с большим запасом мощности
приводит к излишним нагрузкам и снижает Cos? электросистемы. Частота
вращения электродвигателя выбирается так, чтобы передаточные числа
ступеней привода были оптимальными (см. раздел 2).
Для принятого электродвигателя из справочных данных выписываются:
1). Обозначение;
2). Номинальная мощность Рэл., кВт;
3). Частота вращения nэл., об/мин;
4). Отношение максимального момента к номинальному;
5). Исполнение;
6). Диаметр выходного конца вала – d1, мм;
7). Длина выходного конца вала – l1, мм.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
ПРИВОДА И ЕГО РАЗБИВКА ПО СТУПЕНЯМ
2.1 Общее передаточное число привода
В общем случае (см. рис. 2.1)
(2.1)
где nИ.П. – число оборотов приводного вала исполнительного механизма
(об/мин); Uред – передаточное число редуктора; Uоп – передаточное число
открытой передачи (цепной, ремённой, зубчатой), входящей в привод.
Рис. 2.1 Типовая схема привода
Для приводов конвейеров:
Ленточных
Цепных
(2.3)
где Dб – диаметр приводного барабана, м; z – число зубьев тяговой
звёздочки; tц – шаг цепи, м.
В свою очередь (см. рис. 2.1)
где Uб и Uт – передаточные числа соответственно быстроходной и
тихоходной ступеней редуктора.
При определении общего передаточного числа стандартного редуктора и
передаточных чисел его ступеней следует придерживаться ряда Ra 20: 1;
1,12; 1,25; 1,4; 1,6? 1,8? 2? 2,24? 2,5? 2,8? 3,15? 3,55? 4? 4,5? 5?
5,6? 6,3? 7,1? 8? 9? 10? 11,2? 12,5? 14? 16? 18? 20? 22,4? 25? 28? 31,5?
35,5? 40? 50? 56? 63? 71? 80? 90? 100? 112? 125? 140? 160? 180? 200?
224? 250. Для нестандартных редукторов и нередукторных зубчатых передач
придерживаться ряда Ra 20 необязательно.
В табл. 2.1 приведены передаточные числа для одной ступени привода.
Таблица 2.1
Рекомендуемые значения передаточных чисел одной ступени
Тип передачи Твёрдость материала Значения
Наиболее употребляемые U Максимальные Uмакс
1 2 3 4
Зубчатая цилиндрическая закрытая:
1). Тихоходная ступень во всех редукторах ?НВ350
НRС 40?56 НRС 56?63 2,5(5
2,5(5
2(4 6,3
6,3
5,6
2). Быстроходная ступень в редукторах с развёрнутой схемой. (НВ350
НRС 40(56 НRС 56(63 3,15(5
3,15(5
2,5(4 8
7,1
6,3
3). Быстроходная ступень:
в соосном редукторе.
(НВ350
НRС 40(56 НRС 56(63 4(6,3
4(6,3
3,15(5 10
9
8
Зубчатая открытая (НВ350 4(8 16
Коробка передач Любая 1(2,5 3,15
Коническая закрытая (НВ350 1(4 6,3
(HRC 40 1(4 5
Коническая открытая (НВ 350 2(4 8
Червячная закрытая — 10(50 80
Цепная — 1,5(5 10
Клиноремённая — 2(4 8
Плоскоремённая — 2(5 6
Фрикционная — 2(4 8
2.2 Разбивка передаточного числа по ступеням
Рекомендации по разбивке Uред приведены в табл. 2.2, 2.3 и на рис. 2.2,
2.3, 2.4.
В трёхступенчатых редукторах после определения межосевых расстояний
необходимо проверить наличие зазора ? между деталями (см. табл. 2.3).
рекомендуется ??0,02aw.
Таблица 2.2
Двухступенчатые редукторы
Схема редуктора Uред. рекомендат. (предельн.) Uб Uт
Рис. 2.2 График для определения Uт.
Таблица 2.3
Трёхступенчатые редукторы
Схема редуктора Uред. рекомендат. (предельн.) Uб Uп Uт
Рис. 2.3 График для определения Uт и Uп трёхступенчатых редукторов.
.
2.3 Определение чисел оборотов и моментов на валах
При известных передаточных числах ступеней число оборотов определяется
по формулам:
… (2.4)
где U1, U2, U3 – передаточные числа ступеней редуктора (привода).
Вращающие моменты на валах рассчитывается как
Н?м (2.5)
– угловая скорость вала, с-1.
Без учёта К.П.Д. элементов привода моменты могут быть определены по
формулам:
… (2.6)
3. МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1 Материалы зубчатых передач
В зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев после
термообработки зубчатые колёса можно условно разделить на две группы:
1). С твёрдостью (НВ 350 – нормализованные или улучшенные;
2). С твёрдостью >НВ 350 – объёмно- и поверхностно-закаленные,
цементированные, нитроцементированные, цианированные, азотированные.
При твёрдости материала (НВ 350 чистовое нарезание зубьев можно
производить после окончательной термообработки заготовки.
Зубчатые колёса с твёрдостью рабочих поверхностей зубьев >НВ 350
применяют в средне- и высоконагруженных передачах с целью уменьшения их
габаритов.
Зубья, нарезанные до закалки, после закалки обычно шлифуют для
устранения неточностей, обусловленных изменением их форм и размеров при
закалке (коробление).
В правильно спроектированной зубчатой паре соотношение твёрдости рабочих
поверхностей зубьев шестерни и колеса не может быть выбрано произвольно.
Если твёрдость рабочих поверхностей зубьев колеса (НВ 350, то в целях
выравнивания долговечности зубьев шестерни и колеса, ускорения их
приработки и повышения сопротивляемости заеданию твёрдость поверхностей
зубьев шестерни поверхностей зубьев шестерни всегда назначается больше
твёрдости зубьев колеса. Для прямозубых колёс разность средних
твёрдостей шестерни и колеса должна составлять не менее 20?30 единиц
Бринелля.
Для косозубых колёс твёрдость поверхностей зубьев шестерни желательна
возможно большая. Чем она больше, тем больше несущая способность
передачи по критерию контактной выносливости.
Для неприрабатывающихся зубчатых передач с твёрдостью рабочих
поверхностей зубьев обоих зубчатых колёс ?НВ 45 обеспечивать разность
твёрдостей зубьев шестерни и колеса не требуется.
В табл. 3.1 приведены значения механических характеристик и виды
термообработки некоторых распространённых марок конструкционных сталей,
используемых для изготовления зубчатых колёс, а также других деталей
машин (валов, осей, звёздочек цепных передач, червяков, деталей муфт и
т.п.). Как следует из этой таблицы, механические характеристики сталей
зависят не только от химического состава и вида термообработки, но и от
размеров характерного сечения заготовок D или S.
Таблица 3.1
Механические характеристики сталей
для изготовления зубчатых колёс
Марка стали Размеры, мм НВ сердцевина HRC поверхность ?в, МПа ?т, МПа
Термообработка
D S
35 любой любой 163?192 — 550 270 Нормализация
45
45
45 любой 125
80 любой 80
50 179?207 235?262 269?302 —
—
— 600 780 890 320 540 650 То же
Улучшение
То же
40Х
40Х
40Х 200 125 125 125
80
80 235?262 269?302 269?302 —
—
45?90 790 900 900 640 750 750 То же
То же
Улучшение+закалка ТВЧ
35ХМ 35ХМ 35ХМ 315 200 200 200 125 125 235?262 269?302 269?302 —
—
48?53 800 920 920 670 790 790 Улучшение
То же
Улучшение+закалка ТВЧ
40ХН 40ХН 40ХН 315 200 200 200 125 125 235?262 269?302 269?302 —
—
48?53 800 920 920 630 750 750 Улучшение
То же
Улучшение+закалка ТВЧ
45ХЦ 45ХЦ 45ХЦ 315 200 200 200 125 125 235?262 269?302 269?302 —
—
50?56 830 950 950 660 780 780 Улучшение
То же
Улучшение+закалка ТВЧ
20ХНМ 200 125 300?400 56?63 1000 800 Улучшение+цементация
18ХГТ 200 125 300?400 56?63 1000 800 То же
12ХНЗА 200 125 300?400 56?63 1000 800 То же
25ХГИМ 200 125 300?400 56?63 1000 800 Улучшение+цементация +закалка
40ХНМА 125 80 269?302 50?56 980 780 Улучшение+азотирование
35Л любой любой 163?207 — 550 270 Нормализация
45Л 315 200 207?235 — 680 440 Улучшение
50ГЛ 315 200 235?262 — 850 600 То же
3.2 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые напряжения для расчёта передачи на контактную выносливость
определяют по зависимости, соответствующей ГОСТ 21354-75.
, Мпа (3.1)
?нlimв – предел контактной выносливости поверхности зубьев,
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (см. табл.
3.2); Sн – коэффициент безопасности, принимают по табл. 3.2; Nно –
базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному
пределу выносливости (см. рис 3.1); Nне – эквивалентное число циклов
перемены напряжений при расчёте на контактную выносливость.
Таблица 3.2
Длительные пределы выносливости ?нlimв и ??Flimв,
коэффициенты безопасности Sн и SF,
максимальные допускаемые напряжения [?]нmax и [?]Fmax
Термообработка Твёрдость
зубьев Группа
сталей ?нlimв, МПа Sн ??Flimв, МПа SF [?]нmax, МПа [?]Fmax, МПа
на поверхности в сердцевине
Нормализация, улучшение менее НВ 350 40,45, 40Х,40ХН, 45 ХЦ, 35 ХМ и
др. 2ННВ+70 1,1 1,8ННВ 1,75 2,8 ?т 2,74ННВ
Объёмная закалка HRC 45?55 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ и др. 18НHRC+150
550
1400
Закалка ТВЧ по всему контуру (модуль m?3 мм) HRC
56?63
HRC
45?55 HRC 25?35 55ПП, У8, 35ХМА, 40Х, 40ХН и др. 17НHRC+200 1,2 900
650 1,75 40НHRC 1260
Закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (модуль mNно, то следует принять Nне>Nно.
Допускаемое контактное напряжение [?]н для зубьев прямозубых передач
определяют раздельно для шестерни [?]н1 и колеса [?]н2 и в качестве
расчётного принимают меньшее из них. При расчёте зубьев косозубых
передач при разности средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев
шестерни и колеса НВ1-НВ2?100 за допускаемое контактное напряжение
принимают меньшее из двух полученных по зависимостям:
для косозубых и шевронных зубчатых колёс
(3.6)
для конических колёс с круговыми зубьями
(3.7)
3.3 Допускаемые напряжения на изгиб
Допускаемые напряжения для расчёта на изгибную выносливость определяют
по зависимости из ГОСТ 21354-75.
(3.8)
?Flimв – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому
числу циклов перемены напряжений, МПа (см. табл. 3.2); SF – коэффициент
безопасности, определяют по табл. 3.2; NFO – базовое число циклов
перемены напряжений, NFO=4?106; NFE – эквивалентное число циклов
перемены напряжений при расчёте на изгибную выносливость, определяется в
зависимости от характера циклограммы нагружения; m=6 – для зубчатых
колёс с твёрдостью поверхности зубьев ?НВ 350, m=9 – для зубчатых колёс
с нешлифованной переходной поверхностью при твёрдости поверхности зубьев
>НВ 350.
Допускаемое напряжение [?]F определяют раздельно для шестерни и колеса.
Формула для определения допускаемого напряжения дана для случая работы
зубьев одной стороной. При работе зубьев обеими сторонами (передачи с
реверсами, сателлиты планетарной передачи) значения допускаемого
напряжения следует понизить на 30%.
(3.9)
N? – суммарное число циклов перемены напряжений (см. п. 3.2); КFE –
коэффициент приведения при расчёте на изгибную выносливость (режим с
переменной нагрузкой заменяют постоянным, эквивалентным по усталостному
воздействию).
(3.10)
– при частотах вращения валов, не изменяющихся с изменением нагрузки.
Если полученное значение NFE>NFO, то следует принять NFE>NFO.
4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ
ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Предварительное значение межосевого расстояния
, мм (4.1)
Здесь и ниже знак “плюс” – для внешнего зацепления, знак “минус” – доя
внутреннего. Полученное значение аw следует округлить до ближайшего
значения по СТ СЭВ 229-75 (ГОСТ 2185-66).
1-ый ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630,
800.
2-ой ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900.
U – передаточное число передачи (см. п. 2.1, 2.2); [?]н – расчётное
значение допускаемого контактного напряжения (см. п. 3.2), МПа; z? –
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для прямозубых передач
;
Для косозубых и шевронных передач
.
?? – коэффициент торцового перекрытия, ??=1,6; Т2 – номинальный
крутящий момент на валу колеса рассчитываемой передачи, Н?м;
– коэффициент ширины зубчатых колёс передачи, его выбирают по табл.
4.1.
Таблица 4.1
Рекомендуемые значения ?ва
Положение зубчатых колёс относительно опор
Симметричное Несимметричное Консольное
0,315?0,5 0,25?0,4 0,2?0,25
Примечания: 1). Меньшие значения ?ва, для передач с повышенной
твёрдостью поверхности зубьев ?HRC 45;
2). Для шевронных передач, выполненных по схеме табл. 2.2
;
3). Значения ?ва каждой последующей ступени передачи следует увеличить
на 20?30%;
4). Для передвижных зубчатых колёс коробок скоростей ?ва=0,1?0,2;
5). Значения ?ва принимать стандартными по СТ СЭВ 229-75 (ГОСТ 2186-66):
0,16; 0,2; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.
Кн? – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: для
прямозубых передач Кн?=1, для косозубых и шевронных передач определяется
по рис. 4.1, где цифры 6, 7, 8, 9 у прямых – степени точности по нормам
плавности работы по ГОСТ 1643-72.
Рис. 4.1. Графики для определения Кн?.
При проектном расчёте, когда размеры зубчатых колёс ещё не известны, для
приближённого определения окружной скорости v (vm) следует пользоваться
зависимостью:
(4.2)
для передачи с коническими зубчатыми колёсами:
(4.3)
Значения коэффициента cv даны в табл. 4.2.
Таблица 4.2
Передача Термообработка
У1+У2 ТВЧ1+У2 Ц1+У2 ТВЧ1+ТВЧ2 (З1+З2) Ц1+Ц2
Цилиндрическая прямозубая 1300 1400 1550 1750 2100
Цилиндрическая косозубая 1500 1600 1750 1950 2350
Коническая прямозубая 800 850 900 1000 1200
Коническая с круговыми зубьями 1000 1000 1100 1100 1350
Примечания: 1). Здесь У – улучшение, З – закалка объёмная, ТВЧ –
поверхностная закалка токами высокой частоты, Ц – цементация;
2). Индекс “1” относится к шестерне, а “2” – к колесу.
По найденному значению скорости v (vm) определяют степень точности (по
нормам плавности) зубчатых передач. Силовые закрытые зубчатые передачи
выполняют со степенью точности не ниже приведённой в табл. 4.3.
Таблица 4.3
Рекомендуемые степени точности передач
Передача Окружная скорость v (vm), м/с
?5 5?10
Цилиндрическая прямозубая 8 7
Цилиндрическая косозубая 8 8
Коническая прямозубая 7 –
Коническая с круговыми зубьями 8 8
Силовые открытые цилиндрические и конические зубчатые передачи выполняют
обычно по 9-ой степени точности (v?2 м/с).
Кн? – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
при расчёте на контактную выносливость.
Различают начальное значение коэффициента распределение нагрузки К?н?,
имеющее место до приработки зубьев, и значение Кн?<К?н? после приработки зубьев. Для прирабатывающихся цилиндрических прямозубых и косозубых, а также прямозубых конических колёс значение Кн? определяют по зависимости: (4.4) . Для цилиндрических зубчатых колёс ; Для конических зубчатых колёс . х – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передач на приработку прирабатывающихся зубьев: (4.5) Здесь Т2 – номинальный крутящий момент, по которому рассчитывают передачу; Тi, ti, ni – крутящие моменты в спектре нагрузки передачи, соответствующие им времена работы и частоты вращения. Для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке х=1, Кн?=1. Для прирабатывающихся зубьев зубчатых колёс Кн?=К?н?. Для конических зубчатых колёс с круговыми зубьями при любом режиме нагрузки: Рис. 4.2. Схемы передач Таблица 4.4 Коэффициент К?н? Твёрдость поверхности зубьев Схема передачи на рис. 4.2 1 2 3 4 5 6 7 0,2 а 1,16 1,1 1,04 1,03 1,02 1,0 1,0 б 1,22 1,13 1,06 1,04 1,03 1,02 1,0 0,4 а 1,35 1,22 1,1 1,06 1,04 1,03 1,01 б 1,43 1,25 1,12 1,07 1,05 1,04 1,02 0,6 а 1,55 1,36 1,15 1,10 1,07 1,04 1,03 б 1,67 1,45 1,20 1,14 1,08 1,05 1,04 0,8 а 1,9 1,55 1,23 1,16 1,11 1,06 1,04 б 2,0 1,7 1,28 1,2 1,14 1,08 1,06 1,0 а 2,3 1,75 1,3 1,2 1,15 1,10 1,05 б 2,25 1,90 1,38 1,27 1,20 1,12 1,07 1,2 а – – 1,4 1,26 1,20 1,13 1,07 б – – 1,48 1,35 1,25 1,16 1,08 Примечание: в табл. 4.4. и 4.5 твёрдость рабочих поверхностей зубьев Кнv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (см. табл. 4.5). Для конических зубчатых колёс с круговыми зубьями коэффициент Кнv принимают равным таковому для цилиндрических косозубых колёс с той же твёрдостью рабочих поверхностей зубьев, что и у конических колёс. Таблица 4.5 Коэффициент Кнv Степень точности Твёрдость Примечание: в числителе – прямозубые колёса, в знаменателе – косозубые колёса. 4.2 Рабочая ширина венца , мм. , мм. (4.6) Полученные значения в1 и в2 округляют до ближайших значений. 4.3 Модуль передачи Значение модуля определяют по эмпирической зависимости с последующей проверкой на изгибную выносливость. При твёрдости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса ?НВ 350. (4.7) При твёрдости рабочей поверхности зубьев шестерни Н1>HRC 45 и колеса
Н2?НВ 350.
(4.8)
При твёрдости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса ?НRC 45, но
менее HRC 60.
(4.9)
Для передач с твёрдостью зубьев >HRC 60 значение модуля устанавливают из
расчёта на изгиб. Принятое значение модуля должно соответствовать
стандартному по СТ СЭВ 310-76:
1-й ряд: 1; 1,25; 1,5; 2,2; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10 мм.
2-й ряд: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0 мм.
Для силовых передач m<1,5 мм принимать нежелательно. 4.4 Угол наклона зубьев Косозубая передача: (4.10) и определяют Cos?min с точностью до 0,0001. Для шевронных передач ?min=25?. 4.5 Суммарное число зубьев Прямозубая передача: (4.11) Косозубая передача: (4.12) Рекомендуемые значения угла ?=7??20? – косозубые передачи, 25??40? – шевронные передачи. Полученное значение z? округляют в меньшую сторону до целого числа. 4.6 Действительное значение угла наклона зуба ? (4.13) 4.7 Число зубьев шестерни и колеса Расчётное число зубьев шестерни находят как: (4.14) при этом z’1 округляют до целого числа z1. zmin=17 – прямозубые колёса; zmin=17?Cos3? – косозубые и шевронные колёса. (4.15) 4.8 Фактическое значение передаточного числа , точность вычислений 0,01 В силовых передачах фактическое передаточное число не должно отличаться от заданного более чем на 4%. 4.9 Геометрические параметры передачи 4.9.1 Диаметры делительных окружностей с точностью до 0,01 мм (4.16) 4.9.2 Диаметр вершин зубьев для колёс с внешним зацеплением (4.17) Для колёс с внутренними зубьями: 4.9.3 Диаметр впадин зубьев для колёс с внешними зубьями (4.18) Для колёс с внутренними зубьями: 4.10 Окружная скорость колёс , м/с (4.19) 4.11 Проверка передачи на контактную выносливость , МПа (4.20) z? – (см. п. 4.1); аw – (см. п. 4.1), мм; U – (см. п. 4.8); в2 – (см. п. 4.2); Т2 (Н?м) – момент кручения на валу колеса рассчитываемой передачи; Кн? – уточняется по рис. 4.1 в соответствии с окружной скоростью v (п. 4.10). Допускается ?н>[?]н в пределах 5%.
4.12 Проверка зубьев на изгибную выносливость
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
, МПа (4.21)
Т2 – момент кручения на валу колеса рассчитываемой передачи, Н?м; U –
фактическое значение передаточного числа (п. 4.8); в2, m, aw – в мм; КF?
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
выбирается по табл. 4.6 в зависимости от степени точности передачи, для
прямозубых колёс Кн?=1.
Таблица 4.6
Коэффициент Кн? для косозубых и шевронных колёс
Степень точности 6 7 8
Кн? 0,72 0,81 0,91
КF? – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
Для прирабатывающихся прямозубых, а также косозубых и для прямозубых
конических колёс значение КF? определяют по зависимости:
(4.22)
где КoF? выбирают по табл. 4.7.
В табл. 4.7. и 4.8 твёрдость рабочих поверхностей зубьев
х – коэффициент режима (см. п. 4.1).
Для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке х=1; КF?=1.
Для прирабатывающихся зубьев зубчатых колёс КF?= КoF?.
Для конических зубчатых колёс с круговыми зубьями при любом режиме
нагрузки:
КFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении. Значение КFv выбирают по табл. 4.8. При этом точность
конических прямозубых колёс условно принимают на одну степень меньше их
фактической точности.
Для конических зубчатых колёс с круговыми зубьями коэффициент принимают
равным таковому для цилиндрических косозубых рабочих поверхностей
зубьев, что и у конических колёс.
Таблица 4.7
Коэффициент К?F?
Твёрдость
поверхности зубьев Схема передачи на рис. 4.2
1 2 3 4 5 6 7
0,2 а 1,08 1,06 1,02 1,01 1,0 1,0 1,0
б 1,10 1,08 1,03 1,02 1,0 1,0 1,0
0,4 а 1,22 1,10 1,07 1,05 1,03 1,02 1,0
б 1,24 1,12 1,10 1,06 1,04 1,02 1,01
0,6 а 1,40 1,22 1,11 1,08 1,06 1,03 1,02
б 1,16 1,24 1,13 1,10 1,07 1,04 1,03
0,8 а 1,70 1,40 1,18 1,12 1,09 1,05 1,03
б 1,80 1,50 1,21 1,15 1,11 1,07 1,05
1,0 а 2,03 1,62 1,26 1,17 1,12 1,09 1,04
б 2,10 1,80 1,31 1,23 1,16 1,1 1,06
1,2 а — — 1,34 1,22 1,17 1,11 1,06
б — — 1,40 1,30 1,21 1,14 1,07
Таблица 4.8
Коэффициент КFv
Степень
точности Твёрдость
поверхности
YF2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса, значения его выбирают
по табл. 4.9. в зависимости от числа зубьев z2 для прямозубых колёс и
эквивалентного числа зубьев zv2 для косозубых и шевронных зубчатых
колёс.
(4.23)
В табл. 4.8. числитель – прямозубые колёса; знаменатель – косозубые
колёса.
Y( – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y(=1 – для прямозубых
передач.
Для косозубых и шевронных передач:
, где (( – в градусах.
[(]F2 – допускаемое напряжение изгиба для материала колеса, МПа (см. п.
3.3).
Напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни:
, МПа (4.24)
Значение YF1 определяют аналогично определению этого параметра для
колеса.
Таблица 4.9
z или zv Коэффициенты смещения инструмента
-0,5 -0,4 -0,25 -0,16 0 +0,16 +0,25 +0,4 +0,5
12 — — — — — — — 3,68 3,46
16 — — — — 4,28 4,02 3,78 3,54 3,40
20 — — — 4,40 4,07 3,83 3,64 3,50 3,39
25 — — 4,30 4,13 3,90 3,72 3,62 3,47 3,40
32 4,50 4,27 4,05 3,94 3,78 3,65 3,59 3,46 3,40
40 4,14 4,02 3,88 3,81 3,70 3,61 3,57 3,48 3,42
50 3,96 3,88 3,78 3,73 3,66 3,58 3,54 3,49 3,44
63 3,82 3,78 3,71 3,68 3,62 3,57 3,54 3,50 3,47
71 3,79 3,74 3,68 3,66 3,61 3,56 3,55 3,50 3,48
80 3,73 3,70 3,66 3,63 3,60 3,55 3,55 3,51 3,50
90 3,70 3,68 3,64 3,62 3,60 3,55 3,55 3,53 3,51
100 3,68 3,66 3,62 3,61 3,60 3,56 3,56 3,55 3,52
160 3,64 3,62 3,62 3,62 3,62 3,59 3,58 3,56 3,56
3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63
4.13 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев:
(4.24)
(Н – расчётное напряжение (см. п. 4.11), МПа; [(]Нmax – максимальное
допускаемое напряжение (табл. 3.2), МПа; Т2 – номинальный крутящий
момент на валу колеса, рассчитываемой передачи (см. п. 2.3), МПа; Т2пик
– пиковый крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи при пуске
двигателя. В заданиях на курсовой проект по деталям машин
кратковременным пиковым крутящим моментом является максимальный момент,
развиваемый асинхронным электродвигателем при пуске установки.
(4.26)
– значение отношения берут из справочников по электродвигателю.
4.13.1 Максимальное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колёс
При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую
деформацию и хрупкий излом при изгибе от максимальной нагрузки.
, МПа (4.27)
(F – расчётное напряжение (см. п. 4.12), [(]Fmax – максимальное
допускаемое напряжение (табл. 3.2), МПа.
4.14 Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила:
, Н (4.28)
где Т2 – в Н(м; d2 – в мм.
Радиальная сила:
Прямозубые колёса:
, Н (4.29)
Косозубые и шевронные колёса:
, Н (4.30)
Осевая сила:
, Н (4.31)
5. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЁТА ОТКРЫТЫХ ЦИЛЛИНДРИЧЕСКИХ
(КОНИЧЕСКИХ) ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Открытые цилиндрические (конические) передачи выполняют только
прямозубыми и применяют при v(2 м/с. Степень точности их изготовления по
нормам плавности контакта обычно 9-ая по ГОСТ 1643-72 (ГОСТ СЭВ 186-75).
Основные размеры передач aw, de1, de2 и в2 выполняют из расчёта на
контактную прочность, при расчёте принимают допускаемые напряжения
[(]Н=(Нeimb и [(]F=(Feimb. Коэффициенты, учитывающие динамическую
нагрузку в зацеплении, КНv=КFv=1. Коэффициенты КН( и КF( определяют
соответственно по табл. 3.6 и табл. 3.9. При любой твёрдости рабочих
поверхностей зубьев открытые передачи считаются прирабатывающимися.
Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение модуля
рекомендуется принимать в 1,5(2 раза большим, чем для закрытых передач
тех же размеров.
6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ С ПРЯМЫМИ И С КРУГОВЫМИ ЗУБЬЯМИ
ПРИ (m=35(
6.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности
колеса
, мм (6.1)
где Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса, рассчитываемой
передачи (см. п. 2.3), Н(м; U – принятое передаточное число (см. п.
2.2); КН( – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца (см. п. 4.1); КНv – коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку, возникающую в зацеплении (см. п. 4.1); [(]Н – расчётное
допускаемое контактное напряжение (см. п. 3.2), МПа; (н – коэффициент,
учитывающий вид конической передачи при расчёте на контактную
выносливость; принимают:
а) для конических зубчатых колёс с прямыми зубьями и линейным контактом
(н=0,85;
б) для конических зубчатых колёс с круговыми зубьями по табл. 6.1.
Таблица 6.1
Коэффициенты (н и (F для расчёта
конических
колёс с круговыми зубьями
( Термообработка зубьев
У1+У2 ТВЧ1+У2; З1+У2; Ц1+У2 ТВЧ1+ТВЧ2; З1+З2; Ц1+Ц2
(н 1,22+0,21(U 1,13+0,13(U 0,81+0,15(U
(F 0,94+0,8(U 0,85+0,048(U 0,65+,11(U
Здесь У – улучшение, З – объемная закалка, Ц – цементация, ТВЧ –
поверхностная закалка токами высокой частоты.
Полученное значение d’e2 округляют до ближайшего de2 по ГОСТ 12289-76:
50; (56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200;
(225); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630.
6.2 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности
шестерни:
(6.2)
6.3 Число зубьев шестерни
Предварительное значение числа зубьев шестерни z’1для прямозубых колёс
определяют по формуле:
(6.3)
и для колёс с круговыми зубьями:
(6.4)
Далее предварительное значение числа зубьев уточняют в соответствии с
табл. 6.2 и округляют до целого числа.
Значение чисел зубьев z1 шестерни не должно быть менее приведённого в
табл. 6.3.
Таблица 6.2
Рекомендуемые числа зубьев
Зубчатый элемент Твёрдость рабочих поверхностей зубьев Значение z1
Шестерня (HRC 45 z1=z’1
Колесо
Шестерня (HRC 45
(HB 350 z1=1,3(z’1
Колесо
Шестерня коэффициента нагрузки.
(7.5)
где К’v – скоростной коэффициент, который для предварительных расчётов
при переменной нагрузке принимается равным единице K’v=1; К'( –
коэффициент концентрации нагрузки:
Значения начального коэффициента концентрации нагрузки Ко1( находятся по
графику рис. 7.1, при постоянной нагрузке Ко1(=1.
Рис. 7.1 Ориентировочное значение Ко1(
При крупносерийном и массовом производстве редукторов, а также для
стандартных редукторов полученное значение аw округляют до ближайших
величин из табл. 7.5, для нестандартных редукторов и их мелкосерийном и
единичном выпуске – до ближайшего значения из ряда Ra 40.
Таблица 7.5
Межосевое расстояние аw и
передаточные числа U по ГОСТ 2144-76
аw 40; 50; 63; 80; 100; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 315;
400; 450; 500.
U 8; 9; 10; 11,2; 12,5; 14; 16; 18; 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 40; 45; 50;
56; 63.
7.5 Осевой модуль
(7.6)
Полученное расчётом значение модуля округляется до ближайшего
стандартного (см. табл. 7.6).
7.6 Коэффициент диаметра червяка
(7.7)
Расчётное значение q округляется до ближайшего по табл. 7.6 в
соответствии с модулем.
Таблица 7.6
Модули m и коэффициенты
диаметра червяка q по ГОСТ 19672-74
m 1,6 2 2,5 3,15 4 5 6; 3; 8; 10;12,5 16 20
q 10; 12,5; 16; 20 8 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10;
12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 10; 12,5;
16; 20 8; 10
Примечание: любому из сочетаний m и q соответствуют значения z1=1,2 и 4.
7.7 Коэффициент смещения
(7.8)
Если х1, то надо, варьируя значениями z2 и q повторить расчёт
до получения -1(х(1. При необходимости уменьшения q следует
учитывать, что из условия жёсткости вала червяка qmin=0,212(z2. С
уменьшением q увеличивается угол подъёма витков червяка ( и,
следовательно, КПД передачи.
7.8 Углы подъёма витка червяка
Делительный угол подъёма витка:
(7.9)
Начальный угол подъёма витка:
(7.9)
7.9 Уточнение коэффициента нагрузки
(7.10)
где Кv – скоростной коэффициент, принимают в зависимости от окружной
скорости червячного колеса:
, м/с (7.12)
при v23 м/с
значение Кv принимают равным КНv для цилиндрических косозубых передач с
HB(350 и той же степенью точности, при аw(200 мм и n1(1500
об/минимальный при любом U окружная скорость v2[(]F, то следует, увеличив модуль m и остальные размеры
передачи, произвести повторный расчёт.
7.15 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
Максимальные контактные напряжения:
(7.20)
Максимальные напряжения изгиба:
(7.21)
При этом значение Т2пик определяют в соответствии с (4.26).
7.16 Коэффициент полезного действия
(7.22)
где ( – угол трения (см. табл. 7.10).
Таблица 7.10
Приведённые коэффициенты
трения f и углы трения (
vск f (
0,01 0,1(0,12 5(40((6(50(
0,1 0,08(0,09 4(30((5(10(
0,25 0,065(0,075 3(40((4(20(
0,5 0,055(0,065 3(10((3(40(
1 0,045(0,055 2(30((3(10(
1,5 0,04(0,05 2(20((2(50(
2 0,035(0,045 2(00((2(30(
2,5 0,03(0,04 1(40((2(20(
3 0,028(0,035 1(30((2(00(
4 0,023(0,030 1(20((1(40(
7 0,018(0,026 1(00((1(30(
10 0,016(0,024 0(55((1(20
15 0,014(0,020 0(50((1(10(
Для передач с колёсами из материалов II и III-ей групп следует принимать
большие из двух в данном диапазоне значений величины f и (.
7.17 Проверка червячного редуктора на нагрев
Поверхность охлаждения корпуса редуктора определяется по зависимости:
, м2 (7.23)
где аw в м.
.
Для удовлетворительной работы червячного редуктора, установленного на
раме, необходимо обеспечить условие:
1). Редуктор без искусственного охлаждения:
(7.24)
где N1 – мощность на валу червяка, кВт; Кт=9(17 – коэффициент
теплоотдачи (большие значения для хороших условий охлаждения), Вт/м2;
tраб – температура корпуса редуктора при установившемся режиме работы;
t0=20( – температура окружающего воздуха; (=0,25(0,3 – коэффициент,
учитывающий отвод тепла от корпуса в металлическую раму или плиту (при
установке редуктора на бетонном или кирпичном фундаменте (=0);
[t]раб=95(С – максимально допустимая температура нагрева масла в
масляной ванне редуктора;
2). Редуктор с искусственным охлаждением:
(7.25)
где Ктв коэффициент теплоотдачи обдуваемой части корпуса (см. табл.
7.11).
Таблица 7.11
nв, об/мин. 750 1000 1500 3000
Ктв, Вт/м2((С 17 21 29 40
Здесь nв – частота вращения вентилятора.
Если охлаждение вентилятором недостаточно, то применяют водяное
охлаждение или увеличивают размеры корпуса редуктора.
ЛИТЕРАТУРА
1). Буланже А.В., Палочкина Н.В., Часовников Л.Д. Методические указания
по расчёту зубчатых передч редукторов и коробок скоростей. Ч. I, ч. II.
– М.: Изд. МВТУ, 1980.
2). Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высш школа, 1982.
3). Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш школа, 1984.
4). Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев, ю.А.
Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общей ред. В.Н. Кудрявцева. – Л.:
Машиностроение, 1983.
5). Часовников Л.Д. Методические указания по расчёту червячной передачи.
– М.: Издат. МВТУ, 1979.
ОГЛАВЛЕНИЕ
TOC \o “1-1” \h \z HYPERLINK \l “_Toc530032814” ВВЕДЕНИЕ PAGEREF
_Toc530032814 \h 2
HYPERLINK \l “_Toc530032815” 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ PAGEREF
_Toc530032815 \h 3
HYPERLINK \l “_Toc530032816” 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО
ЧИСЛА ПРИВОДА И
ЕГО РАЗБИВКА ПО СТУПЕНЯМ PAGEREF _Toc530032816 \h 5
HYPERLINK \l “_Toc530032817” 3. МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
ЗУБЧАТЫХ
ПЕРЕДАЧ PAGEREF _Toc530032817 \h 7
HYPERLINK \l “_Toc530032818” 4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ
ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ PAGEREF _Toc530032818 \h 10
HYPERLINK \l “_Toc530032819” 5. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЁТА ОТКРЫТЫХ
ЦИЛЛИНДРИЧЕСКИХ (КОНИЧЕСКИХ)
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ PAGEREF _Toc530032819 \h 18
HYPERLINK \l “_Toc530032820” 6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ
С ПРЯМЫМИ И С КРУГОВЫМИ ЗУБЬЯМИ ПРИ (m=35( PAGEREF _Toc530032820 \h
19
HYPERLINK \l “_Toc530032821” 7. РАСЧЁТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ PAGEREF
_Toc530032821 \h 24
HYPERLINK \l “_Toc530032822” ЛИТЕРАТУРА PAGEREF _Toc530032822 \h
32
PAGE
PAGE 1
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
