Реферат: Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

МинистерствоОбразования Российской Федерации

ЛипецкийГосударственный Технический Университет

Кафедраприкладной механики

РАСЧЕТЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧВКУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ

СоставителиВ.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева

ЛИПЕЦК- 2003

621.81(07)

Б-243

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ ВКУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ. Методические указания/Сост. В.Я.Баранцов,

Т.Г. Зайцева.

Предназначеныдля студентов 3 курса дневной и очно-заочной форм обучения немеханических инемашиностроительных специальностей.

Даныметодические указания по выбору электродвигателя и материалов для элементовзубчатых и червячных передач редукторов, а также последовательность ихпроектного расчета.

Рецензент А.В.Щеглов

техническийуниверситет,2003

Оглавление

1. Цель и задачи курсового проектирования…………………………… .4

2.Тематика, объем и содержание курсового проекта…………………… 4

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

привода……………………………………………………………………. .4

4.Последовательность проектного расчета закрытых цилиндриче-

ских передач…….…………………………………………………………..7

5.Последовательность проектного расчета закрытых конических

прямозубыхпередач……………………………………………………….20

6.Последовательность проектного расчета червячных передач...……..24

Библиографическийсписок……………………………………………….31

1. Цель и задачикурсового проектирования

Курсовое проектированиеявляется заключительным этапом в изучении общеинженерных курсов «Прикладнаямеханика», «Механика», «ДМ и основы конструирования» и имеет своей цельюприобретение студентом навыков практического применения знаний, развитие уменияпользоваться справочной литературой и стандартами, ознакомление с основнымиправилами и приемами проектирования механизмов и машин.

Знания и опыт, приобретенныестудентами при выполнении курсового проекта или работы, послужат базой дляизучения устройства, принципов работы и основ проектирования специальноготехнологического оборудования.

2. Тематика, объем и содержание курсовогопроекта (работы)

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

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

Содержание графическойчасти проекта (работы) и расчетно-пояснительной записки изложено в специальныхметодических указаниях [1].

3. Выборэлектродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Основнымиисходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходномвалу привода и частота его вращения, которые могут быть заданы либо непосредственно, либо в виде тягового усилияна 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 илизвездочках, м/с.

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

для ленточного транспортера n=60v/(π·Dб);

для цепного транспортера (при тяговойпластинчатой цепи по ГОСТ 588-74) n=60·103 v/(z·р);

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

Если на выходном валупривода задан момент, то мощность определяется из соотношения Р=Т·ω;

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

Требуемая мощностьэлектродвигателя

Ртр=Р/ηобщ,

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

При последовательномсоединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значенийКПД входящих в него механизмов (передач):

ηобщ=η1· η2· η3·… ηк,

где к – число передач, составляющих привод.

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

Требуемая частотавращения вала электродвигателя

nдв.тр.= n·iобщ,

где n – частота вращения выходноговала привода, мин-1; iобщ–общее передаточное отношение привода, определяемое какпроизведение значений передаточных отношений входящих в него передач:

iобщ= i1· i2· i3…iк.

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

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

По принятой частотевращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке nдв ичастоте вращения выходного вала n определяется фактическое передаточноеотношение привода

iобщ= nдв./n,

которое необходимо перераспределитьмежду отдельными передачами, приняв для проектируемого редуктора значение изстандартного ряда.

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

Угловые скорости вращениявалов привода:

-

валаэлектродвигателя ωдв=π·nдв/30, рад/с;

-

последующихвалов ω1= ωдв/i1; ω2= ω1/i2и т.д.

Вращающиемоменты на валах определяют из условия постоянства мощности с учетом потерь:

Тдв=Ртр/ωдв; Т1= Тдвi1·η1; Т2= Т1i2·η2;и т.д.

4.Последовательность проектного расчета закрытыхцилиндрическихпередач4.1. Выборматериала зубчатых колес и вида термической обработки

Привыборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применениеодной и той же марки стали, но с различной термической обработкой, чтобытвердость шестерни была не менее чем на 20… 30 единиц НВ больше твердостиколеса при прямых зубьях и более 40 единиц НВ – при косых и шевронных зубьях.

При твердости шестерни иколеса 45НRCи более не требуется обеспечивать повышенную твердость материалашестерни.

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

Механическиехарактеристики сталей для зубчатых колес приведены в табл.1. Для сравнениятвердости, выраженной в единицах НВ и НRC, можно пользоваться зависимостью: 1 HRC≈10HB.

4.2.Определениедопускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемыхконтактных напряжений [σ]Hрегламентируется ГОСТ 21354-75:

[σ]H= σHOКHL/SH, (1)

где σHO– предел контактной выносливости прибазовом числе циклов нагружения (см. табл. 2); КHL – коэффициентдолговечности, определяемый по формуле

. (2)

Таблица 1

Механическиехарактеристики сталей для зубчатых колес

Марка

стали

Вид термической обработки

Предельный диаметр заготовки шестерни, мм

Предельная толщина или ширина обода колеса, мм

σВ,

МПа

σТ ,

МПа

σ-1 ,

МПа

Твердость поверхности

НВ (НRC)

40Х

40ХН,35ХМ

45ХН

Нормализация

Улучшение

Улучшение и ТВЧ закалка

Улучшение

Улучшение и ТВЧ закалка

Улучшение

Любой

125

200

125

315

200

315

200

Любая

125

200

125

200

125

600

780

890

790

900

800

920

830

950

320

540

650

640

750

630

750

660

780

270

350

400

355

400

350

410

370

420

179…207

235…262

269…302

235…262

269..302

45…50

235…262

269…302

48…53

235…262

269…302

Продолжениетабл. 1

Марка

стали

Вид термической обработки

Предельный диаметр заготовки шестерни, мм

Предельная толщина или ширина обода колеса, мм

σВ,

МПа

σТ ,

МПа

σ-1 ,

МПа

Твердость поверхности

НВ (НRC)

18ХГТ,

20ХНМ

40ХНМА

38ХМЮА

20Х, 12ХН3А

50Г

30ХГТ

30ХГС

Цементация и закалка

Мягкое азотирование

Жесткое азотирование

Цементация и закалка

Нормализация

Улучшение

Цементация и закалка

Нормализация

Улучшение

200

120

400

200

120

200

300

160

250

140

300

125

120

125

200

125

120

160

140

160

1000

980

1050

1000

780

610

690

1100

900

850

980

890

790

1020

930

800

780

900

800

640

320

390

800

750

700

840

690

640

840

740

440

460

445

370

270

310

490

400

380

430

400

355

440

415

56…63

26…30

63…65

56…63

50…63

190…229

241…285

56…63

215…229

235…280

Таблица 2

Значения предела контактной выносливости и коэффициента

безопасности

Термическая и термохимическая обработка

Средняя твердость

σHO,

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

1,2

Значения базового числациклов нагружения NHO=(НВ)3 или см. [2], рис.2.1 взависимости от средней твердости. Эквивалентное число циклов нагружения за весьсрок службы передачи NHЕ:

при постоянной нагрузке

NHЕ=60·n·t·c; (3)

при переменной нагрузке

NHЕ=60Σ(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 взацеплении с данной шестерней (колесом); Ti,Tmax,ti — заданы циклограммой нагружения (Tmax — наибольший длительно действующиймомент); m – показатель степени, m=3.

При реверсивной нагрузкезначение NHEуменьшается в 2 раза.

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

Расчет прямозубых передачведут по меньшему из полученных для шестерни и колеса значений [σ]H.

Для непрямозубых передач

[σ]H=0,45([σ]H1+[σ]H2) , (5)

при этом должно выполняться условие

[σ]H<1,23[σ]Hmin,

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

4.3. Определениедопускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряженияизгиба [σ]Fопределяются по формуле:

[σ]F= σF0KFL/SF, (6)

где σF0 — пределвыносливости 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 завесь срок службы передачи, определяемое по формулам (3) или (4), но при этом вформуле (4) m=6 при твердости <350НВ; m=9 при твердости >350НВ.

Значения KFL, принимаемые к расчету, могут быть впределах

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

Для реверсивных передачзначения [σ]F уменьшают на 20%.

4.4. Определениепредельно допускаемых напряжений

Прикратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемыеуле:

(8)

где i– передаточное отношение ступениредуктора; А – численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач; А=270 длякосозубых и шевронных передач; Т2 – вращающий момент на валу колеса,Н·мм; ψba=b2/aw– коэффициент ширины зубчатоговенца. По ГОСТ 2185-66* ψba 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 прямозубыхпередач ψba=0,125…0,25; для косозубых ψba=0,25…0,4;для шевронных ψba=0,5…1,0; КН – коэффициент нагрузки

КН = КНα·КНβ· КНυ,

где КНα — коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубыхпередач КНα=1, для непрямозубых КНα=1,0…1,15; КНβкоэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширинезубчатого венца (табл. 4). КНυ — коэффициент динамичностинагрузки, КНυ= 1…1,1.

Таблица 4

Ориентировочные значения КНβ

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 аwпринимается ближайшее стандартное поГОСТ 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).

4.6. Выбор модулязацепления

При твердости зубьевшестерни и колеса <350НВ m=(0,01…0,02)аw; при твердости зубьев шестерни >45HRCи колеса <350НВm=(0,0125…0,025)аw; при твердости зубьев шестерни иколеса > 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 шевронныхколес стандартным считают нормальный модуль mn.

4.7. Определение суммарного числазубьев

Для прямозубых передач zΣ= z1+z2=2аw/m; для косозубых и шевронных zΣ= z1+ z2=2аwсоsβ/ mn, где β – угол наклона зубьев.Для косозубых передач β=8…18º, для шевронных β=25…40º.

4.8. Определение чисел зубьевшестерни и колеса

z1= zΣ/(i+1); z2=zΣ — z1,

при этом z1>zmin=17cos3β.

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

4.9. Проверкамежосевого расстояния

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

сosβ=0,5(z1+z2)mn/ аw,

где аw – стандартное значение.

Вычисление сosβпроизводится с точностью до пяти значащих цифр. Действительный угол наклоназубьев β при этом определяется с точностью до 1секунды. Рекомендуетсяпроверить расчеты, определив

d1=z1mn/cosβ; d2=z2mn/cosβ

cточностью до сотых долей миллиметраи убедиться, что расчетное межосевое расстояние 0,5(d1+ d2)= аw соответствует принятому ранее.

4.10. Проверказначения ψba

Если принятое ранеезначение ψba<0,4, должно выполняться условие ψba>2,5mn/(awsinβ).

Ширина зубчатого венцаколеса b2=ψbaaw, шестерни

b1= b2+(5…10)ммс последующим округлением до целых значений.

4.11. Проверкаправильности принятых ранее значений размеровзаготовок

Диаметр заготовки дляшестерни

dзаг1≈ dа1+(5…10)мм;

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

4.12. Определениеокружной скорости в зацеплении

v=πd1·n1/(60·1000), м/с.

4.13. Назначениестепени точности передачи в зависимости от окружной скорости(табл.5)

Дляредукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 5

Степеньточности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81

Передача

Зубья

Предельная окружная скорость, м/с при степени точности

Цилиндрическая

Коническая

Прямые

Непрямые

Прямые

Непрямые

1,5

4.14. Уточнение коэффициентанагрузки

Кн= Кнα· Кнβ· Кнυ, (9)

где Кнα=1 – дляпрямозубых передач; для непрямозубых см. табл.6.

Таблица 6

Значениекоэффициента Кнα длянепрямозубых колес

Степень точности

Окружная скорость, м/с

до 1

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 Кнβ и Кнυ принимаются потабл. 7, 8.

4.15. Проверка величины расчетногоконтактного напряжения

(10)

полученное значение расчетногонапряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ]Н.

Таблица 7

Значениякоэффициента Кнβ

ψbd=b2/d1

Твердость <350

Твердость >350

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

4.16. Проверка контактной прочности при кратковременныхперегрузках

(11)

где σН – расчетноенапряжение, полученное по формуле (10).

4.17.Проверка зубьев на выносливость при изгибе

(12)

где YF– коэффициент формы зуба, зависящийот числа зубьев (для непрямозубых колес – от эквивалентного числа зубьев zυ=z/cos3β).

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

Yβ– коэффициент, учитывающий наклонзубьев.

Для прямозубых колес Yβ=1, для непрямозубых Yβ=1-β/140˚.

КFL– коэффициент нагрузки, КF= КFα· КFβ· КFυ,

где КFα — коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач КFα=1, для непрямозубых значения КFαследующие:

Степень точности 6 7 8 9

КFα 0,7 0,8 0,9 1,0.

КFβ· — коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл.9). КFυ, — коэффициент динамичности нагрузки(табл.10).

Расчет по формуле (12)выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, укоторого отношение [σ]F/YF<spa

еще рефераты

Еще работы по технике

Реферат по технике

Расчет наматывающего устройства

29 Августа 2013

Реферат по технике

Патентный поиск на тему: "Современная оснастка станка" по курсу "Основы научной деятельности"

29 Августа 2013

Реферат по технике

Приборы ночного видения

29 Августа 2013

Реферат по технике

Преобразователь разности давлений "Сапфир-22ДД"

29 Августа 2013