Главная Коллекция "Otherreferats" Физика и энергетика Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Цель, задачи, тематика, объем и содержание курсового проекта. Обоснование выбора электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических, конических прямозубых и червячных передач.

Рубрика Физика и энергетика
Вид методичка
Язык русский
Дата добавления 13.04.2015
Размер файла 69,1 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

30

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство Образования Российской Федерации

Липецкий Государственный Технический Университет

Кафедра прикладной механики

Методические указания

Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Составители В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева

Липецк 2003

Оглавление

1. Цель и задачи курсового проектирования

2. Тематика, объем и содержание курсового проекта

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

4. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач

5. Последовательность проектного расчета закрытых конических прямозубых передач

6. Последовательность проектного расчета червячных передач

Библиографический список

1. Цель и задачи курсового проектирования

Курсовое проектирование является заключительным этапом в изучении общеинженерных курсов «Прикладная механика», «Механика», «ДМ и основы конструирования» и имеет своей целью приобретение студентом навыков практического применения знаний, развитие умения пользоваться справочной литературой и стандартами, ознакомление с основными правилами и приемами проектирования механизмов и машин.

Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового проекта или работы, послужат базой для изучения устройства, принципов работы и основ проектирования специального технологического оборудования.

2. Тематика, объем и содержание курсового проекта (работы)

Наиболее характерными темами курсовых проектов или работ являются приводы машин металлургического, литейного, сварочного, коксохимического производства или общего назначения.

Курсовой проект состоит из графической части (1…2 листа формата А1) и расчетно-пояснительной записки (30…40 страниц формата А4).

Содержание графической части проекта (работы) и расчетно-пояснительной записки изложено в специальных методических указаниях [1].

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота его вращения , которые могут быть заданы либо непосредственно, либо в виде тягового усилия на приводном барабане (тяговых звездочках) транспортера и скорости ленты (тяговой цепи), между которыми существует связь:

P=Ft·v,

где Р - мощность, кВт; Ft - окружная сила (тяговое усилие), кН; v - окружная скорость на барабане или звездочках, м/с.

Связь между частотой вращения приводного барабана (тяговых звездочек) транспортера и скоростью ленты (тяговых цепей) выражается зависимостью:

для ленточного транспортера

n=60v/(р?Dб);

для цепного транспортера (при тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-74)

n=60·103 v/(z·р);

где n - частота вращения, мин-1; v - скорость ленты (тяговой цепи), м/с; Dб - диаметр приводного барабана, м; z - число зубьев тяговой звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.

Если на выходном валу привода задан момент, то мощность определяется из соотношения

Р=Т·щ;

где Р - мощность, Вт; Т - вращающий момент, Н·м; щ - угловая скорость, рад/с.

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=Р/зобщ,

где Р - мощность на выходном валу привода; зобщ - общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач):

зобщ= з1· з2· з3·… зк,

где к - число передач, составляющих привод.

Рекомендуемые значения КПД некоторых видов передач приведены в пособиях [2], c.6; [3], c.5.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

nдв.тр.= n·iобщ,

где n - частота вращения выходного вала привода, мин-1; iобщ -общее передаточное отношение привода, определяемое как произведение значений передаточных отношений входящих в него передач:

iобщ= i1· i2· i3… iк.

Рекомендуемые значения передаточных отношений для различных передач приведены в пособии [2], c.7. Предварительно нужно принимать средние значения передаточных отношений.

По полученным значениям Ртр и nдв.тр. подбирается электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А (закрытый обдуваемый) по ГОСТ 19523-81 [2], c.417; [3], c.390.

По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке nдв и частоте вращения выходного вала n определяется фактическое передаточное отношение привода

iобщ= nдв./n,

которое необходимо перераспределить между отдельными передачами, приняв для проектируемого редуктора значение из стандартного ряда.

Для червячных редукторов можно принять следующие стандартные значения i: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50…

Угловые скорости вращения валов привода:

вала электродвигателя щдв=р?nдв/30, рад/с;

последующих валов щ1= щдв/i1; щ2= щ1/i2 и т.д.

Вращающие моменты на валах определяют из условия постоянства мощности с учетом потерь:

Тдв=Ртр/ щдв; Т1= Тдвi1·з1; Т2= Т1i2·з2; и т.д.

4. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач

Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же марки стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20… 30 единиц НВ больше твердости колеса при прямых зубьях и более 40 единиц НВ - при косых и шевронных зубьях.

При твердости шестерни и колеса 45НRC и более не требуется обеспечивать повышенную твердость материала шестерни.

Рекомендации по применению незакаленных (с твердостью до 350 НВ) и закаленных (с твердостью активных поверхностей зубьев более 350НВ) приведены в [2], c.11…12.

Для сравнения твердости, выраженной в единицах НВ и НRC, можно пользоваться зависимостью: 1 HRC?10HB.

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемых контактных напряжений [у]H регламентируется ГОСТ 21354-75:

[у]H= уHOКHL/SH, (1)

где уHO - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (см. табл.1); КHL - коэффициент долговечности, определяемый по формуле

. (2)

Таблица 1. Значения предела контактной выносливости и коэффициента безопасности

Термическая и термохимическая обработка

Средняя твердость

уHO,

МПа

[S]H

Нормализация и улучшение

Объемная закалка

Поверхностная закалка

Цементация или нитроцементация

Азотирование

<350НВ

40…50HRC

40…56HRC

54…64HRC

50…58HRC

2(HB)+70

17(НRС)+100

17(НRС)+200

23(НRС)

1050

1,1

1,1

1,2

1,2

1,2

Значения базового числа циклов нагружения NHO=(НВ)3 или см. [2], рис.2.1 в зависимости от средней твердости. Эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи NHЕ:

при постоянной нагрузке

NHЕ=60?n?t?c; (3)

при переменной нагрузке

NHЕ=60У(Ti/Tmax)m?n?ti?c , (4)

где n - частота вращения шестерни (колеса), мин-1; ti- срок службы передачи под нагрузкой, ч; с - число зацеплений (число одинаковых зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данной шестерней (колесом); Ti,Tmax,ti- заданы циклограммой нагружения (Tmax- наибольший длительно действующий момент); m - показатель степени, m=3.

При реверсивной нагрузке значение NHE уменьшается в 2 раза.

Значения КHL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1<КHL<2,3 для мягких и 1<КHL<1,8 для твердых (>350НВ) колес.

Расчет прямозубых передач ведут по меньшему из полученных для шестерни и колеса значений [у]H.

Для непрямозубых передач

[у]H=0,45([у]H1+[у]H2) , (5)

при этом должно выполняться условие

[у]H<1,23[у]Hmin,

где [у]Hmin, как правило, является [у]H2.

Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [у]F определяются по формуле:

[у]F= уF0KFL/SF, (6)

где уF0- предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения (табл.3); SF- коэффициент безопасности (табл.3); KFL - коэффициент долговечности

, (7)

здесь m - показатель степени, зависящий от твердости: m=6 при твердости <350НВ; m=9 при твердости >350НВ; NFЕ - эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, определяемое по формулам (3) или (4), но при этом в формуле (4) m=6 при твердости <350НВ; m=9 при твердости >350НВ.

Значения KFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах

1< KFL<2,08 при твердости <350НВ и 1<КFL <1,63 при твердости >350HB.

Для реверсивных передач значения [у]F уменьшают на 20%.

Определение предельно допускаемых напряжений

, (8)

где i - передаточное отношение ступени редуктора; А - численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач; А=270 для косозубых и шевронных передач; Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н?мм; шba=b2/aw - коэффициент ширины зубчатого венца. По ГОСТ 2185-66* шba может принимать значения: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25. Для прямозубых передач шba=0,125…0,25; для косозубых шba=0,25…0,4; для шевронных шba=0,5…1,0; КН - коэффициент нагрузки

расчет зубчатый червячный передача

КН = КНб? КНв? КНх,

где КНб- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач КНб=1, для непрямозубых КНб=1,0…1,15; КНв коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 2). КНх- коэффициент динамичности нагрузки, КНх= 1…1,1.

Таблица 2. Ориентировочные значения КНв

Расположение колес

относительно опор

Твердость

<350НВ

>350НВ

Симметричное

Несимметричное

Консольное

1,0…1,15

1,1…1,25

1,2…1,35

1,05…1,25

1,15…1,35

1,25…1,45

По полученному значению аw принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм): 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (224); 250; (280); 315; (355); 400 (значения в скобках менее предпочтительны).

Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса <350НВ m=(0,01…0,02)аw; при твердости зубьев шестерни >45 HRC и колеса <350НВ m=(0,0125…0,025)аw; при твердости зубьев шестерни и колеса > 350 НВ m=(0,016…0,0315)аw.

По ГОСТ 9563-80* принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм): 1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 2,5; (2,75); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).

Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный модуль mn.

Определение суммарного числа зубьев

Для прямозубых передач

zУ= z1+z2=2аw/m;

для косозубых и шевронных

zУ= z1+ z2=2аwсоsв / mn,

где в - угол наклона зубьев. Для косозубых передач в=8…18є, для шевронных в=25…40є.

Определение чисел зубьев шестерни и колеса

z1= zУ/(i +1); z2=zУ - z1,

при этом

z1>zmin=17cos3в.

По округленным до целых значениям чисел зубьев уточняется передаточное отношение i= z2/z1. Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать +2,5%.

Проверка межосевого расстояния

Для прямозубых колес аw=0,5(z1+z2)m, для косозубых и шевронных аw=0,5(z1+z2)mn/cosв. Если полученное значение аw не соответствует ранее принятому стандартному, расхождение устраняется изменением угла наклона зубьев

сosв=0,5(z1+ z2)mn/ аw,

где аw - стандартное значение.

Вычисление сosв производится с точностью до пяти значащих цифр. Действительный угол наклона зубьев в при этом определяется с точностью до 1секунды. Рекомендуется проверить расчеты, определив

d1=z1mn/cos в; d2=z2mn/cos в

c точностью до сотых долей миллиметра и убедиться, что расчетное межосевое расстояние 0,5(d1+ d2)= аw соответствует принятому ранее.

Проверка значения шba

Если принятое ранее значение шba<0,4, должно выполняться условие

шba>2,5mn/(awsinв).

Ширина зубчатого венца колеса

b2=шbaaw,

шестерни

b1= b2+(5…10)мм

с последующим округлением до целых значений.

Проверка правильности принятых ранее значений размеров заготовок

Диаметр заготовки для шестерни

dзаг1? dа1+(5…10)мм;

ширина заготовки для зубчатого колеса bзаг2= b2+5мм; толщина заготовки для обода колеса sзаг2=5mn+(7…10)мм. Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее по табл.1.

Определение окружной скорости в зацеплении

v=рd1·n1/(60·1000), м/с.

Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости (табл.3)

Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 3. Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81

Передача

Зубья

Предельная окружная скорость, м/с при степени точности

6

7

8

9

Цилиндрическая

Коническая

Прямые

Непрямые

Прямые

Непрямые

15

30

13

20

10

15

8

10

6

10

4

7

2

4

1,5

3

Уточнение коэффициента нагрузки

Кн= Кнб? Кнв? Кнх, (9)

где Кнб=1 - для прямозубых передач; для непрямозубых см. табл.4.

Таблица 4. Значение коэффициента Кнб для непрямозубых колес

Степень точности

Окружная скорость, м/с

до 1

5

10

15

20

6

7

8

9

1,0

1,02

1,06

1,10

1,02

1,05

1,09

1,16

1,03

1,07

1,13

-

1,04

1,10

-

-

1,05

1,12

-

-

Значения Кнв и Кнх принимаются по табл. 5, 6.

Проверка величины расчетного контактного напряжения

, (10)

полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [у]Н.

Таблица 5. Значения коэффициента Кнв

шbd=b2/d1

Твердость <350

Твердость >350

Расположение колес

Расположение колес

консоль-ное

несиммет-ричное

симмет-ричное

консоль-ное

несимме-тричное

симмет-ричное

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

1,8

2,0

1,15

1,24

1,30

-

-

-

-

-

-

1,04

1,06

1,08

1,11

1,15

1,18

1,22

1,25

1,30

1,0

1,02

1,03

1,04

1,05

1,07

1,09

1,11

1,14

1,33

1,50

-

-

-

-

-

-

-

1,08

1,14

1,21

1,29

1,36

-

-

-

-

1,02

1,04

1,06

1,09

1,12

1,16

1,21

-

-

Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

, (11)

где уН - расчетное напряжение, полученное по формуле (10).

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

, (12)

где YF - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для непрямозубых колес - от эквивалентного числа зубьев zх=z/cos3в).

z… 17 20 22 24 26 28 30

YF… 4,26 4,07 3,98 3,92 3,88 3,81 3,71

z… 40 50 60 80 100 и более

YF… 4,70 4,65 3,62 3,61 3,60

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Для прямозубых колес

Yв =1,

для непрямозубых

Yв =1-в/140?.

КFL - коэффициент нагрузки,

КF = КFб? КFв? КFх,

где КFб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач КFб=1, для непрямозубых значения КFб следующие:

Степень точности 6 7 8 9

КFб 0,7 0,8 0,9 1,0.

КFв?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл.9). КFх, - коэффициент динамичности нагрузки (табл.10).

Расчет по формуле (12) выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение [у]F/YF имеет меньшее значение.

Таблица 6. Значения коэффициента Кнх

Степень точности

Зубья

Твердость, НВ

Окружная скорость, м/с

до 3

3…8

8…12,5

12,5…20

6

Прямые

Непрямые

<350

>350

<350

>350

1,0

1,0

1,0

1,0

1,2

1,15

1,0

1,0

1,3

1,25

1,1

1,0

1,45

1,35

1,2

1,1

7

Прямые

Непрямые

<350

>350

<350

>350

1,15

1,15

1,0

1,0

1,35

1,25

1,0

1,0

1,45

1,35

1,2

1,1

-

-

1,3

1,1

8

Прямые

Непрямые

<350

>350

<350

>350

1,25

1,2

1,1

1,1

1,45

1,35

1,3

1,2

-

-

1,4

1,3

-

-

-

-

Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

где - расчетное напряжение по формуле (12).

Таблица 7. Значения коэффициента КFб

Твердость

Расположение колес

симметричное

несимметричное

консольные, шариковые подшипники

Консольно-роликовые подшипники

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

1,8

<350HB

1,0

1,03

1,05

1,08

1,10

1,13

1,19

1,25

1,32

1,04

1,07

1,12

1,17

1,23

1,30

1,38

1,45

1,53

1,18

1,37

1,62

-

-

-

-

-

-

1,10

1,21

1,40

1,59

-

-

-

-

-

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

>350HB

1,03

1,07

1,09

1,13

1,20

1,30

1,40

1,05

1,10

1,18

1,28

1,40

1,43

-

1,32

1,70

-

-

-

-

-

1,20

1,45

1,72

-

-

-

-

Таблица 8. Значения коэффициента КFх

Зубья

Степень точности

Твердость,

НВ

Окружная скорость, м/с

3

3…8

8…12,5

Прямые

6

7

8

<350

>350

<350

>350

<350

>350

1,0

1,0

1,15

1,15

1,25

1,2

1,2

1,15

1,35

1,25

1,45

1,35

1,3

1,25

1,45

1,35

-

-

Непрямые

6

7

8

<350

>350

<350

>350

<350

>350

1,0

1,0

1,0

1,0

1,1

1,1

1,0

1,0

1,0

1,0

1,3

1,2

1,1

1,0

1,2

1,2

1,4

1,3

5. Последовательность проектного расчета закрытых конических прямозубых передач

Выбор материала зубчатых колес и назначение термической обработки (см. п. 4.1.)

Для конических зубчатых колес твердость шестерни должна быть выше твердости колеса не менее чем на 100 единиц НВ.

Определение внешнего делительного диаметра колеса

, (13)

где Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н·мм; i - передаточное отношение; КН - коэффициент нагрузки. При твердости активных поверхностей зубьев <350НВ предварительно принимают КН=1,2, при твердости >350 КН= 1,35; шbRe= b/Re<0,3 - коэффициент ширины зубчатого венца. Для стандартных редукторов шbRe=0,285.

Окончательно принимают ближайшее значение de2 по ГОСТ 2185-66 (см. п. 4.5).

Определение внешнего окружного модуля

.

Далее нужно выписать значения me по ГОСТ 9563-80* (см. п. 4.6), попадающие в полученный интервал. Окончательно принимается значение модуля, обеспечивающее получение целого числа z2=de2/me. После этого определяется z1=z2/i, округляется до целого числа и уточняется передаточное отношение, отклонение которого от принятого номинального не должно превышать +3%.

Если ни одно из стандартных значений me в нужном интервале не обеспечивает целого числа z2 или Дi>[ Дi], принимается нестандартное значение me (вычисляется до тысячных долей миллиметра).

Определение углов при вершине делительных конусов

ctg д1= tg д2= i= z2/ z1.

Проверка правильности выбора размеров заготовок

dзаг1? dе1+(3…3,5)me; sзаг2? 5me+(5…7) мм.

Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее.

Определение внешнего конусного расстояния

.

Определение ширины зубчатого венца

b= 0,285Re,

при этом должно выполняться условие b<10me.

Определение среднего модуля

m=me - b •sinд1/z1.

Определение средней окружной скорости передачи

vср=рmz1n1/(60•1000), м/с.

Уточнение величины коэффициента нагрузки

Кн= Кнб? Кнв? Кнх,

Проверка величины расчетного контактного напряжения

,

при этом должно выполняться условие:

.

Проверка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб

,

где Ft=2T2/(mz2) - окружная сила, Н; значение КF определяется так же как и для цилиндрических зубчатых колес (см. пояснения к формуле (12); коэффициент формы зуба YF определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев zх=z/cosд.

Определение основных геометрических параметров конической передачи (табл. 9) и сведение основных результатов расчетов в табл. 10

Таблица 9. Геометрические параметры конических прямозубых колес по ГОСТ 19624-74 (при б=20?, д1+ д2=90?)

Параметр

Обозна-чение

Формула

Внешний делительный диаметр, мм

de

de2 по формуле (13)

de1= de2/i

Внешний окружной модуль, мм

me

по п. 5.4

Число зубьев: шестерни

колеса

z1

z2

по п. 5.4

Внешнее конусное расстояние, мм

Re

Re=0,5 de/ sinд

Ширина зубчатого венца, мм

b

b=0,285 Re

Cреднее конусное расстояние, мм

R

R= Re-0,5b

Средний окружной модуль, мм

m

m=meR/ Re

Cредний делительный диаметр, мм

d1

d2

d1=mz1

d2=mz2

Угол делительного конуса, град.

д

д2=arctg(z2/z1)

д1=90- д2

Внешняя высота зуба, мм

he

he=2,2me

Внешняя высота головки зуба, мм

hае

hae=me

Внешняя высота ножки зуба, мм

hfe

hfe=1,2me

Внешний диаметр вершин зубьев, мм

dae1

dae2

dae1= de1+2haecosд1

dae2= de2-2hfecosд2

Таблица 10. Основные параметры конической передачи

Наименование параметра

Обозначение и величина

Вращающий момент на колесе, Н·м

Угловые скорости валов, рад/с

Внешние делительные диаметры, мм

шестерни,

колеса.

Внешнее конусное расстояние, мм

Внешний окружной модуль, мм.

Средний окружной модуль, мм.

Угол делительного конуса, град

шестерни,

колеса.

Ширина зубчатого венца, мм.

Число зубьев шестерни

колеса.

Внешний диаметр вершин зубьев колеса, мм

шестерни,мм

Степень точности

Силы в зацеплении, Н

Т2

щ1=

щ2=

de1=

de2=

Re=

me=

m=

д1=

д2=

b=

z1=

z2=

dae2=

dae1=

Ft=

Fr1= Fa2=

Fr2= Fa1=

6. Последовательность проектного расчета червячных передач

Выбор материалов червяка и зубчатого венца колеса. Определение допускаемых напряжений

Для червяков принимают те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 1). Улучшенные червяки (<350HB) применяют для передач мощностью до 1 кВт при малой длительности работы.

Для длительно работающих передач большей мощности применяют червяки с твердостью >45HRC с шлифованной или полированной поверхностью витков.

Выбор материала для зубчатого венца колеса (см. табл.11) связан со скоростью скольжения, которую ориентировочно можно определить по формуле:

,

где n1 - частота вращения червяка, мин-1; Т2 - момент на валу червячного колеса, Н?м.

Коэффициент Сх учитывает интенсивность изнашивания материала, зависит от скорости скольжения:

vs, м/с 4 5 6 7 8

Сх 1,0 0,95 0,88 0,83 0,9

Допускаемые напряжения на изгиб

[у]F=(0,25 уT+0,08 уB)KFL для 1 и П групп;

[у]F=0,22 уВИKFL для Ш группы.

Предельно допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках:

[у]Нпр=4уT; [у]Fпр=0,8уT - для 1 группы;

[у]Нпр=2уT; [у]Fпр=0,8уT - для П группы;

[у]Нпр=1,65уВИ; [у]Fпр=0,75уВИ - для Ш группы.

KНL- коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL- коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Здесь NHE и NFE - число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи, определяются по формулам (3) или (4), но при определении NHE в формуле (4) m=4, при определении NFE m=9.

Значения KНL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах

Таблица 11. Материалы и допускаемые контактные напряжения для венцов червячных колес

Группа

Материал

Способ отливки

уВ,

МПа

уТ,

МПа

[у]Н,

МПа

1

Бр 010Н1Ф1

хs, <25м/с

Ц

285

165

Сх0,9 уВКHL

Бр 010Ф1

хs, <12м/с

К

З

275

230

200

140

Бр 05Ц5С5

хs, <8м/с

К

З

200

145

90

80

Сх0,9 уВКHL

(Сх0,9 уВКHL)*

П

Бр А10Ж4Н

хs, <5м/с

Ц

К

700

650

460

430

300-25 хs,

(300-25 хs)*

Бр А10ЖЗМц1,5

хs, <5м/с

К

З

550

450

360

300

Бр А9Ж4

хs, <5м/с

Ц

К

З

530

500

425

245

230

195

Л66А6ЖЗМц2

хs, <4м/с

Ц

К

З

500

450

400

330

290

260

275-25 хs,

(250-25 хs)*

Ш

СЧ 18

СЧ 15

хs, <2м/с

уВИ=355

уВИ=315

200-35 хs,

(175-35 хs)*

Способы отливки: К - в кокиль, Ц - центробежный, З - в землю (единичное производство).

* Для закаленных ТВЧ червяков с шлифованными витками.

0,67< KНL-<1,15, значения KFL в пределах 0,543< KFL-<1.

Для реверсивных передач значение [у]F уменьшают на 20%.

Определение межосевого расстояния

, мм,

где Т2 - момент на валу червячного колеса, Н?мм.

По ГОСТ 2144-76 выбирают ближайшее значение аw из ряда, мм: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315…

Назначение числа заходов червяка в зависимости от передаточного отношения

i 3…14 15…30 30

z1 4 2 1

и определение числа зубьев червячного колеса z2= z1·i.

Определение значений модуля

m=(1,4…1,7)aw/z2

и коэффициента диаметра червяка

q=(2aw/m)-z2

По ГОСТ 2144-76 окончательно принимают значения m и q из рядов:

m, мм

q

2,5; 3,15; 4; 5

8; 10; 12,5; 16; 20

6,3; 8; 10; 12,5

8; 10; 12,5; 14; 16; 20

16

8; 10; 12,5; 16

При этом из условия жесткости червяка должно выполняться условие

q> 0,212z2.

Определение коэффициента смещения инструмента

x=(aw/m) -0,5(z2+q),

при этом должно выполняться условие

-1<x<1.

Определение фактического передаточного отношения

i=u=z2/z1.

При этом отклонение не должно превышать +4% от ранее принятого.

Определение основных параметров червячной передачи

делительный диаметр червяка

d1=mq;

делительный диаметр червячного колеса

d2=mz2;

начальный диаметр червяка

dw1=m(q+2x);

диаметр вершин витков червяка

dа1= d1+2m;

диаметр впадин витков червяка

df1= d1-2,4m;

длина нарезной части червяка: при

z1=1; 2 b1>(11+0,06 z2)m;

при

z1=4 b1>(12,5+0,09 z2)m;

угол подъема витков червяка

г=arctg(z1/q);

диаметр вершин зубьев колеса

dа2=m(z2+2+2x);

диаметр колеса наибольший

dам2< dа2+6m(z1+2);

диаметр впадин зубьев колеса

df2=m(z2-2,4+2x);

ширина зубчатого венца колеса при

z1=1; 2 b2=0,335аw;

при

z1=4 b2=0,315аw;

Определение окружных скоростей на червяке и колесе х1=0,5щ1d1·10-3, м/с; х2=0,5щ2d2·10-3, м/с и скорости скольжения

vs= v1/cosг

Если скорость скольжения отличается от ранее принятой, необходимо уточнить значение допускаемого напряжения для материала колеса.

Назначение степени точности

Степень точности червячных передач определяется в зависимости от скорости скольжения:

vs, , м/с 2 5 10

степень точности 9 8 7.

Определение КПД передачи

з=(0,95…0,96)tq(г+цґ),

где цґ - приведенный угол трения [2], c.35; [3], табл.4.4.

Силы в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке

Ft2= Fa1=2T2/d2;

окружная на червяке и осевая на колесе

Ft1= Fa2=2T1/d1;

радиальные силы

Fr1= F r2= Ft2tgб;

где б - угол профиля витка червяка.

Расчетное контактное напряжение

,

где К - коэффициент нагрузки. При х2<3м/с К=1; при х2>3м/с К=1,1…1,3; [у]Н - уточненное по действительной скорости скольжения хs значение допускаемого напряжения.

Проверка зубьев колеса на изгиб

,

где YF - коэффициент формы зуба, выбираемый по эквивалентному числу зубьев колеса

zх2=z2/cos3г:

zх2 20 26 30 35 40 45 50 60 80 100 150

YF 1,98 1,85 1,76 1,64 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34 1,3 1,27.

о - коэффициент, учитывающий износ зубьев. Для закрытых передач о=1.

Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках

где уН, уF - расчетные напряжения (см. пп. 6.12, 6.13).

Сведение в таблицу основных параметров передачи (табл. 12)

Таблица 12. Основные параметры червячной передачи

Наименование параметра

Обозначение и величина

1. Вращающий момент на валу колеса, Н?м.

2. Угловые скорости валов, рад/с

3.Межосевое расстояние, мм

4. Модуль осевой, мм

5.Число витков червяка

6. Число зубьев колеса

7. Диаметр делительный, мм: червяка колеса

8. Диаметр начальный червяка, мм

9. Диаметр вершин витков червяка, мм

10. Диаметр впадин витков червяка, мм

11. Длина нарезанной части червяка, мм.

12. Диаметр вершин зубьев колеса, мм

13. Диаметр впадин зубьев колеса, мм

14. Диаметр колеса наибольший, мм

15. Ширина зубчатого венца, мм

16. КПД передачи

17. Степень точности

18. Силы в зацеплении, Н

Т2=

щ1=

щ2=

аw=

m=

z1=

z2=

d1=

d2=

dw1=

da1=

df1=

b1=

da2=

df2=

daм2=

b2=

з=

Ft1= Fa2=

Ft2= Fa1=

Fr1= Fr2=

Библиографический список

Баранцов В.Я. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и основы конструирования» / Баранцов В.Я., Зайцева Т.Г. Липецк: ЛГТУ, 2002,-32 с.,(№2782).

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов/П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов.-М.: Высш. шк., 2000.- 447с.

.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/Под ред. С.А. Чернавского. М.: Высш. шк., 1988.- 416 с.

Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. Учебник для вузов/ Г.Б.Иосилевич, Г.Б. Строганов, Г.С. Маслов. Под ред. Г.Б. Иосилевича.-М.: Высш. шк. - 1989.- 315 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Общие сведения о механической передаче

    Механическая передача — механизм, служащий для передачи и преобразования механической энергии. Роль и назначение передач в машинах. Классификация механических передач. Краткая характеристика зубчатых, червячных, цепных, ременных, фрикционных передач.

    презентация [1,2 M], добавлен 19.03.2012

  • Проектирование электродвигателя

    Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода. Проектные и проверочные расчеты передач привода. Подбор и расчет подшипников и шпонок. Компоновка редуктора и расчет корпуса. Подбор расчет муфт. Выбор смазки и способ контроля ее уровня.

    курсовая работа [235,1 K], добавлен 20.07.2009

  • Червячные передачи

    Схема червячной передачи, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары. Достоинства и недостатки червячных передач. Материалы для изготовления зубчатых венцов. Схема установки инструмента при нарезании. Таблицы для расчёта передач.

    презентация [946,3 K], добавлен 18.04.2014

  • Расчет и проектирование привода цепного конвейера

    Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Силовой расчет частоты вращения валов привода, угловой скорости вращения валов привода, мощности на валах привода, диаметра валов. Силовой расчет тихоходной передачи.

    курсовая работа [262,3 K], добавлен 07.12.2015

  • Разработка механического привода электродвигателя редуктора

    Принципы работы механического привода электродвигателя редуктора. Кинематический и силовой расчёты привода, его мощности, выбор электродвигателя, вычисление основных его характеристик. Расчёт зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступени редуктора.

    курсовая работа [132,0 K], добавлен 10.05.2010

  • Привод к междуэтажному подъемнику

    Разработка кинематической схемы машинного агрегата. Выбор двигателя и расчет привода. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения. Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса. Расчет зубчатых передач редукторов.

    курсовая работа [470,9 K], добавлен 30.09.2014

  • Выбор и расчет электродвигателя

    Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструкция ведущего и ведомого вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора, цепной передачи. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [158,7 K], добавлен 03.02.2011

  • Проектирование масляного выключателя

    Общая характеристика и сущность привода к масляному выключателю типа BMF-10, порядок и принцип его работы. Определение и расчет геометрических параметров привода, кинематический и механический анализ механизма. Силовой расчет механизма привода и деталей.

    курсовая работа [298,3 K], добавлен 06.04.2009

  • Зубчатая передача

    Характеристика зубчатых механизмов, где движение между зубьями передается с помощью звеньев. Достоинства и недостатки зубчатых передач. Проектирование зубчатой передачи, состоящей из двух зубчатых колес – шестерни и колеса. Расчет прямозубого колеса.

    курсовая работа [75,8 K], добавлен 14.07.2012

  • Кинематика точки и вращательное движение тела

    Вычисление скорости, ускорения, радиуса кривизны траектории по уравнениям движения точки. Расчет передаточных чисел передач, угловых скоростей и ускорений звеньев вала электродвигателя. Кинематический анализ внецентренного кривошипно-ползунного механизма.

    контрольная работа [995,0 K], добавлен 30.06.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены