Домашнее задание по Домашнее задание по курсу «Детали курсу «Детали

машин» №2машин» №2

«Проектировочный «Проектировочный расчет закрытой расчет закрытой

зубчатой передачи»зубчатой передачи»

1. Выбор материала для шестерни и зубчатого 1. Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса редуктораколеса редуктора

Материалы и термообработку назначают в соответствии со стандартами по таблицам.

Нагружение шестерни больше, чем у зубчатого Нагружение шестерни больше, чем у зубчатого колеса,колеса, т.к. число циклов нагружений зубьев шестерни больше, чем у колеса, поэтому твердость шестерни должна быть выше твердости зубчатого колеса на 20 -20 - 5050 единиц.

221ммН

,5020НВHB

Характеристики материалов зубчатой Характеристики материалов зубчатой передачипередачи

№№НаименоваНаименова

ниение

МарМаркака

сталсталии

СечениСечение е

заготозаготовкивки

ТОТОНВ,НВ,

Н/Н/мммм22

вв , ,

МПМПаа

тт , ,

МПМПаа

-1-1 , ,

МПМПаа

11 ШестерняШестерня

22ЗубчатоеЗубчатое

колесоколесо

??

??

??

??

??

??

??

??

??

??

??

??

??

??

2. Определение коэффициента долговечности:2. Определение коэффициента долговечности:

HDk ?

2.1. Рассчитываем эквивалентное число циклов 2.1. Рассчитываем эквивалентное число циклов контактных напряжений:контактных напряжений:

HEN эквивалентным называют некоторое расчетное число циклов, которое при действии постоянной нагрузки, равной максимальной нагрузке рассчитываемой передачи, дало бы тот же эффект по пределу выносливости рабочих поверхностей зубьев, который дает в течение фактического числа циклов действительная переменная нагрузка передачи.

циклов,10....)kkk(tn60N 73

332

321

3101HE1

циклов,10...u

NN 7HE

HE1

2

2.2. Рассчитываем базовое число циклов 2.2. Рассчитываем базовое число циклов контактных напряжений:контактных напряжений:

циклов,10...HB30N 74,22HO2

HON базовое число циклов контактных напряжений до перегиба кривой усталости (гиперболы), соответствующее длительному пределу выносливости при контактных напряжениях.

циклов,10...HB30N 74,21HO1

2.3. Окончательный выбор коэффициента 2.3. Окончательный выбор коэффициента долговечности:долговечности:

Если NHE > NHO , то

6

HE

HOHD N

Nk

Далее необходимо рассмотреть следующие условия:

Если NHE < NHO , то

1kHD

σ

σОН

NNНН

00

NNNNННEE

33. Определение допускаемых контактных . Определение допускаемых контактных

напряжений:напряжений:

H limbH limb - предел контактной выносливости для зубьев колеса и шестерни, формула выбирается из таблицы в соответствии с маркой материала, термообработкой и твердостью материала:

6

HE

0H

H

RblimHН N

NS

Z

МПа...70HB2

МПа...70HB2

2blimH

1blimH

2

1

МПа...S

МПа...S

H

blimH2H

H

blimH1H

2

1

ZZRR = 1 = 1 - коэффициент, учитывающий - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;шероховатость поверхности;

SSH H = 1= 1,1,1 – – коэффициент безопасности для объемно коэффициент безопасности для объемно упрочненных зубьев;упрочненных зубьев;

– коэффициент долговечности.

1NN

k 6

HE

HOHD

[[H H ]=]= … МПа … МПа

для прямозубых колес за допускаемое контактное напряжение берут меньшее значение HH ;для косозубых и шевронных колес за допускаемое контактное напряжение берут HH == 0,45(σН1 + σН2).

4. Определение коэффициента нагрузки при расчете 4. Определение коэффициента нагрузки при расчете на контактную выносливость:на контактную выносливость:

Так как на данном этапе нам не известны параметры зубчатого зацепление, то мы выбираем коэффициент нагрузки из следующего интервала:

кн= (1,3 – 1,5)

кн= 1,3

5. Определение межосевого расстояния:5. Определение межосевого расстояния:

мм,...10

Tu

K1ua 3

3a

'P

2

HW

к = 270к = 270 – для косозубых передач;к = 315к = 315 – для прямозубых передач;uu – передаточное число, выбирается из стандартного ряда (домашнее задание №1);ψψаа=0,315=0,315 – коэффициент ширины колеса, для симметричного расположения;

– расчетный момент, Нм.

HHD2'P kkTT

Подставляем все значения в формулу и получаем расчетное значение межосевого расстояния, затем округляем данное значение до стандартного по ГОСТ 2185-66 .

1-й, предпочтительный ряд: 40; 50; 63; 80; 100; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800.2-й ряд: 9090; 140; 180; 225; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900.

ааWW = = … мм… мм

6. Определение основных параметров зубчатого 6. Определение основных параметров зубчатого зацепления:зацепления:

6.1. Определение типа передачи (по скорости):6.1. Определение типа передачи (по скорости):

см

,1000301unua

V 2W

см

VV ≤≤ 3,53,5

- применяем прямозубые прямозубые передачипередачи;

VV >3,5>3,5 с

м- применяем косозубые косозубые передачипередачи.

Если предварительное допущение о виде передачи неверно, находим межосевое расстояние применяя иной коэффициент и продолжаем расчет геометрических параметров.

6.2. Определение модуля зацепления:6.2. Определение модуля зацепления:

мм,...a02,001,0m Wn

Стандартные значения: 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5.4; 4,5; 5.

mmnn= … = … ,мм,мм

Угол наклона зубьев для косозубой передачи выбирают в пределах =8=818 18 00

6.3. Определяем угол наклона зубьев:6.3. Определяем угол наклона зубьев:

Угол наклона зубьев прямозубой передачи =0 =0 00

6.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса:6.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

uzz

1uz

z

mcosa2

zzz

12

C1

n

W21C

Округляем полученные результаты до целых значений, числа зубьев не могут быть дробнымичисла зубьев не могут быть дробными.

Проверяем расчет:

21c zzz

W

Cn

a2zm

arccos

6.6. Определяем торцовый модуль 6.6. Определяем торцовый модуль зацепления:зацепления:

cosm

m nt

6.5. Уточняем угол наклона 6.5. Уточняем угол наклона ::

Модуль торцевой определяют через уточненный угол наклона, мм:

6.7. Определяем ширину зубчатого колеса и 6.7. Определяем ширину зубчатого колеса и шестерни, мм:шестерни, мм:

Wa2 ab

мм5bb 21

6.8. Определяем диаметры делительных 6.8. Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, с точностью до окружностей шестерни и колеса, с точностью до сотых долей, мм:сотых долей, мм:

t22

t11

mzd

mzd

При расчете прямозубой передачи используют модуль нормальный mmnn.После расчета делительных окружностей делают проверочный расчет:

2dd

a 21W

6.10. Расчет размеров зубьев для зубчатого колеса 6.10. Расчет размеров зубьев для зубчатого колеса и шестерни:и шестерни:

Высота головки зуба, мм:

Высота ножки зуба, мм:

Высота зуба, мм:

na mh

nf m25,1h

fa hhh

6.11. Расчет диаметров выступов и впадин 6.11. Расчет диаметров выступов и впадин зубчатого колеса и шестерни:зубчатого колеса и шестерни:

Диаметр вершин, мм:

Диаметр впадин, мм:

n1a11a

n2a22a

m2dh2dd

m2dh2dd

n1f1f

n2f2f

m5,2dh2dd

m5,2dh2dd

1

2

6.12. Расчет угловых скоростей:6.12. Расчет угловых скоростей:

Уточняем передаточное число, разница Уточняем передаточное число, разница между выбранным стандартным между выбранным стандартным значением передаточного числа и значением передаточного числа и полученным не должна быть больше 2% :полученным не должна быть больше 2% :

2

1

1

2

1

2

dd

zz

u

срад

,30

n

срад

,30

n

22

11

Основные параметры закрытой зубчатой Основные параметры закрытой зубчатой передачипередачи

????????

??

?? ??

????

????

??????

?? ???? ????

????

7. Проверочный расчет тихоходной ступени:7. Проверочный расчет тихоходной ступени:

Проверочный расчет выполняется для тихоходной ступени, как наиболее нагруженной.

7.1. Проверка зубьев на выносливость по 7.1. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям:контактным напряжениям:

3p

2WH 10T

b1u

ua1u

k

– расчетный момент, Нм

HHD2p kkTT

7.2. Уточняем коэффициент нагрузки:7.2. Уточняем коэффициент нагрузки:

HVHHH kkkk

ККНα Нα –– коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

ККНαНα = 1 = 1 - для прямозубых колес.

Значение КНα для косозубых и шевронных передач определяем из таблицы:

ОкружнОкружная ая

скоростскорость ь VV, м/с, м/с

Степень точности по нормам плавности Степень точности по нормам плавности (ГОСТ 1643-81)(ГОСТ 1643-81)

55 66 77 88 99

2,52,5 1,001,00 1,011,01 1,031,03 1,051,05 1,131,13

55 1,001,00 1,021,02 1,051,05 1,091,09 1,161,16

ККНβНβ – коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца зубчатого колеса выбираем из таблицы:

Расположение зубчатых колес относительно

опор

Твердость НВ поверхностей зубьев

≤ 350 > 350

Симметричное 1,0…1,15 1,05…1,25

Несимметричное

1,10…1,25 1,15…1,35

Консоль 1,20…1,35 1,25…1,45

ККННVV – динамический коэффициент определяют в зависимости от степени точности передачи, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

Степень

точности по ГОСТ

1643-81

Твердость на

поверхности

зубьев колеса

Значения КНV при V, м/с

1 2 44 66 88 1010

88 ≤ 350 НВ01,104,1

02,108,1

04,116,1

06,124,1

07,132,1

08,14,1

Примечание.Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых зубчатых колес.

77.3. Рассчитываем отклонение величины .3. Рассчитываем отклонение величины действительного контактного напряжения от действительного контактного напряжения от допускаемого:допускаемого:

%5%100

H

HHH

По принятым в общем машиностроении нормам для σН допускается отклонение ± 5%.± 5%. Если отклонения выходят за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать.

При больших отклонения порядка ± 10…15%± 10…15% можно рекомендовать:в небольших пределах изменить ширину колеса b2 (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить).