Xreferat.com » Остальные рефераты » Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Министерство Образования Российской Федерации


Липецкий Государственный Технический Университет


Кафедра прикладной механики


РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ


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


ЛИПЕЦК - 2003

621.81(07)

Б-243


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

Т.Г. Зайцева.

Предназначены для студентов 3 курса дневной и очно-заочной форм обучения немеханических и немашиностроительных специальностей.

Даны методические указания по выбору электродвигателя и материалов для элементов зубчатых и червячных передач редукторов, а также последовательность их проектного расчета.


Рецензент А.В.Щеглов


© Липецкий государственный

технический университет,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

прямозубых передач……………………………………………………….20

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

Библиографический список……………………………………………….31


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/(π·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·ω;

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

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=Р/ηобщ,

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

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

ηобщ= η1· η2· η3·… ηк,

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 ωдв=π·nдв/30, рад/с;

  • последующих валов ω1= ωдв/i1; ω2= ω1/i2 и т.д.

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

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

4. Последовательность проектного расчета закрытых

цилиндрических передач

4.1. 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.

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

4.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

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

[σ]H= σHOКHL/SH, (1)

где σHO – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (см. табл. 2); КHL – коэффициент долговечности, определяемый по формуле

. (2)

Таблица 1

Механические характеристики 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)

45

45


40Х


40Х


40ХН,35ХМ


40ХН,35ХМ


45ХН

Нормализация

Улучшение


Улучшение


Улучшение и ТВЧ закалка

Улучшение


Улучшение и ТВЧ закалка

Улучшение

Любой

125

80

200

125

125


315

200


200

315

200

Любая

30

50

125

80

80


200

125


125

200

125

600

780

890

790

900

900


800

920


920

830

950

320

540

650

640

750

750


630

750


750

660

780

270

350

400

355

400

400


350

410


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


Продолжение табл. 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


30ХГС

Цементация и закалка

Мягкое азотирование

Жесткое азотирование

Цементация и закалка

Нормализация

Улучшение

Цементация и закалка


Нормализация


Улучшение

200


200


200


200

120

400

200

120

200

300

60

160

250

140

300

125


125


120


125

80

200

125

60

120

160

30

90

140

80

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


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

56…63

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

1,1

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 N:

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 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 [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. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на

изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]F определяются по формуле:

[σ]F= σF0KFL/SF, (6)

где σF0- 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; N – 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 [σ]F уменьшают на 20%.

4.4. Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые32323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232323232уле:

, (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; ψba=b2/aw – коэффициент ширины зубчатого венца. 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 прямозубых передач 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 прямозубых передач КНα=1, для непрямозубых КНα=1,0…1,15; КНβ коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 4). КНυ- коэффициент динамичности нагрузки, 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 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).

4.6. 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.

4.7. Определение суммарного числа зубьев


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…18є, для шевронных β=25…40є.

4.8. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

z1= zΣ/(i +1); z2=zΣ - z1,

при этом z1>zmin=17cos3β.

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%.


4.9. Проверка межосевого расстояния

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

сosβ=0,5(z1+ z2)mn/ аw,

где аw – стандартное значение.

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

d1=z1mn/cos β; d2=z2mn/cos β

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

4.10. Проверка значения ψba

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

Ширина зубчатого венца колеса b2baaw, шестерни

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

4.11. 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.

4.12. Определение окружной скорости в зацеплении

v=πd1·n1/(60·1000), м/с.

4.13. Назначение степени точности передачи в зависимости от

окружной скорости (табл.5)

Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 5

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


4.14. Уточнение коэффициента нагрузки

Кн= Кнα· Кнβ· Кнυ, (9)

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

Таблица 6

Значение коэффициента Кнα 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 Кнβ и Кнυ принимаются по табл. 7, 8.

4.15. Проверка величины расчетного контактного напряжения

, (10)

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

Таблица 7

Значения коэффициента Кнβ

ψbd=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

-

-

4.16. Проверка контактной прочности при кратковременных

перегрузках

,

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: