Домашнее задание по курсу «Детали машин» 2 «Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи» - презентация

1 Домашнее задание по курсу «Детали машин» 2 «Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи»

2 1. Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса редуктора Материалы и термообработку назначают в соответствии со стандартами по таблицам. Нагружение шестерни больше, чем у зубчатого колеса, Нагружение шестерни больше, чем у зубчатого колеса, т.к. число циклов нагружений зубьев шестерни больше, чем у колеса, поэтому твердость шестерни должна быть выше твердости зубчатого колеса на единиц.

3 Характеристики материалов зубчатой передачи НаименованиеМаркастали Сечение заготовки ТОНВ, Н/мм 2 в, в,МПа т, т,МПа -1, -1,МПа 1Шестерня 2Зубчатоеколесо ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?

4 2. Определение коэффициента долговечности: ? 2.1. Рассчитываем эквивалентное число циклов контактных напряжений: 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.

5 2.2. Рассчитываем базовое число циклов контактных напряжений: базовое число циклов контактных напряжений до перегиба кривой усталости (гиперболы), соответствующее длительному пределу выносливости при контактных напряжениях.

6 2.3. Окончательный выбор коэффициента долговечности: ЕслиN HE > N HO,то Далее необходимо рассмотреть следующие условия: ЕслиN HE < N HO,то σ σ ОН NН0NН0NН0NН0 N NНENНENНENНE

7 3. Определение допускаемых контактных напряжений: H limb H limb - предел контактной выносливости для зубьев колеса и шестерни, формула выбирается из таблицы в соответствии с маркой материала, термообработкой и твердостью материала:

8 Z R = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; S H = 1,1 – коэффициент безопасности для объемно упрочненных зубьев; – коэффициент долговечности. [H ]= … МПа H для прямозубых колес за допускаемое контактное напряжение берут меньшее значение H ; H = для косозубых и шевронных колес за допускаемое контактное напряжение берут H = 0,45(σ Н1 + σ Н2 ).

9 4. Определение коэффициента нагрузки при расчете на контактную выносливость: Так как на данном этапе нам не известны параметры зубчатого зацепление, то мы выбираем коэффициент нагрузки из следующего интервала: к н = (1,3 – 1,5) к н = 1,3

10 5. Определение межосевого расстояния: к = 270 к = 270 – для косозубых передач; к = 315 к = 315 – для прямозубых передач; u u – передаточное число, выбирается из стандартного ряда (домашнее задание 1); ψ а =0,315 ψ а =0,315 – коэффициент ширины колеса, для симметричного расположения; – расчетный момент, Н м.

11 Подставляем все значения в формулу и получаем расчетное значение межосевого расстояния, затем округляем данное значение до стандартного по ГОСТ й, предпочтительный ряд: ; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; й ряд: ; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900. аW = … мм

12 6. Определение основных параметров зубчатого зацепления: 6.1. Определение типа передачи (по скорости): V 3,5 прямозубые передачи - применяем прямозубые передачи; V >3,5 косозубые передачи - применяем косозубые передачи. Если предварительное допущение о виде передачи неверно, находим межосевое расстояние применяя иной коэффициент и продолжаем расчет геометрических параметров.

13 6.2. Определение модуля зацепления: Стандартные значения: ; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5. m n = …,мм = Угол наклона зубьев для косозубой передачи выбирают в пределах = Определяем угол наклона зубьев: =0 0 Угол наклона зубьев прямозубой передачи =0 0

14 6.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса: числа зубьев не могут быть дробными Округляем полученные результаты до целых значений, числа зубьев не могут быть дробными. Проверяем расчет:

15 6.6. Определяем торцовый модуль зацепления: 6.5. Уточняем угол наклона : Модуль торцевой определяют через уточненный угол наклона, мм:

16 6.7. Определяем ширину зубчатого колеса и шестерни, мм: 6.8. Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, с точностью до сотых долей, мм: m n При расчете прямозубой передачи используют модуль нормальный m n. После расчета делительных окружностей делают проверочный расчет:

17 6.10. Расчет размеров зубьев для зубчатого колеса и шестерни: Высота головки зуба, мм: Высота ножки зуба, мм: Высота зуба, мм:

18 6.11. Расчет диаметров выступов и впадин зубчатого колеса и шестерни: Диаметр вершин, мм: Диаметр впадин, мм:

19 6.12. Расчет угловых скоростей: Уточняем передаточное число, разница между выбранным стандартным значением передаточного числа и полученным не должна быть больше 2% :

20

21 Основные параметры закрытой зубчатой передачи ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ?? ?? ? ? ?

22 7. Проверочный расчет тихоходной ступени: Проверочный расчет выполняется для тихоходной ступени, как наиболее нагруженной Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям: – расчетный момент, Н м

23 7.2. Уточняем коэффициент нагрузки: К Нα – К Нα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; К Нα = 1 К Нα = 1 - для прямозубых колес. Значение К Нα для косозубых и шевронных передач определяем из таблицы: Окружная скорость V, м/с Степень точности по нормам плавности (ГОСТ ) ,51,001,011,031,051,13 51,001,021,051,091,16

24 К Нβ К Нβ – коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца зубчатого колеса выбираем из таблицы: Расположение зубчатых колес относительно опор Твердость НВ поверхностей зубьев 350> 350 Симметричное1,0…1,151,05…1,25 Несимметричное1,10…1,251,15…1,35 Консоль1,20…1,351,25…1,45

25 К НV К НV – динамический коэффициент определяют в зависимости от степени точности передачи, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. Степень точности по ГОСТ Твердость на поверхност и зубьев колеса Значения К НV при V, м/с НВ Примечание. Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых зубчатых колес.

26 7.3. Рассчитываем отклонение величины действительного контактного напряжения от допускаемого: ± 5%. По принятым в общем машиностроении нормам для σ Н допускается отклонение ± 5%. Если отклонения выходят за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать. ± 10…15% При больших отклонения порядка ± 10…15% можно рекомендовать: в небольших пределах изменить ширину колеса b 2 (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить).

27