Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Министерство образования Российской Федерации
Тюменский Государственный Нефтегазовый Университет
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАЗДЕЛУ КУРСОВОГО ПРОЕКТА ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН “РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ”
Тюмень 2003 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИ ПЕРЕМЕННОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ Исходные данные для расчета: 1. Мощность на ведущем валу Р1, кВт; 2. Частота вращения ведущего вала n1, об/мин; 3. Передаточное число U; 4. Срок службы передачи L, годы; 5. Режим нагружения. Последовательность расчета 1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес. Выбор материалов производим по табл.1 или [1]. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни Н1 рекомендуется назначать больше твердости колеса Н2 на единиц, т.е. . 2. Механические характеристики материала - предел прочности, - предел текучести, выбираются по табл.2. 3. Предел контактной выносливости поверхности зубьев выбирается по табл.3. 4. Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность Sн SН= 1,1 при ; SН=1,2 при HRC > 35 или по табл.3. 5. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Значение ZR принимают в зависимости от класса шероховатости поверхности по табл.6. Для быстроходных передач рекомендуется принимать большие значения. 6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес , при 350; при Н > НВ 350. Для < 5 м/с принимают = 1,0. Величину окружной скорости колес в начале расчета принимают равной м /с. 7. Число часов работы передачи Lh за расчетный срок службы
где: кгод и ксут - коэффициенты использования передачи в году и сутках. 8. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость КHL, , Если КHL < 1 то принимать КHL = 1,0. NHO - базовое число циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу по рис.1 или по: , где NHB - эквивалентное число циклов перемен напряжений. При типовых переменных режимах нагружения
КНЕ - коэффициент. приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному, приникают в зависимости от режима нагружения (см. табл.5). - число циклов перемен напряжений при постоянном режиме нагружения.
где: Lh - число работы передачи за расчетный срок службы в часах; n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяется допускаемое напряжение; с - число зацеплений зуба за один оборот колеса. При переменных режимах нагружения, заданных циклограммой , где Тi - крутящие моменты, которые учитывают при расчете; Тmax - максимальный из моментов, участвующих в расчете; ni, ti - соответствующие моментам Т частоты вращения и время работы. 9. Допускаемые контактные напряжения ,
Для прямозубых передач, а также для косозубых, у которых твердость зубьев шестерни и колеса различаются незначительно, за расчетное допускаемое напряжение принимается меньшее из допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни и колеса . В остальных случаях допускаемое напряжение определяют
10. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба см. табл.4. 11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF см. табл.4. 12. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба УR. УR = 1,0 для фрезерованных и шлифованных зубьев; УR = 1,2 для полированных зубьев. 13. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки КFC. КFC = 0,65 для улучшенных сталей; КFC = 0,75 для закаленных сталей; KFC = 0,90 для цементированных сталей. При одностороннем приложении нагрузки КFC = 1,0. 14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб КFL , но , где NFO - базовое число циклов перемен напряжений. При расчете на изгиб ; NFE - эквивалентное число циклов нагружений. При типовых переменных режимах нагружения ; KFE - коэффициент приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному (табл.5); При переменных режимах нагружения заданных циклограммой
mF = 6 при HRС < 50 или НВ < 350 mF = 9 при HRC > 50 или НВ > 350. 15. Допускаемые напряжения изгиба ; . 16. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках , (см. табл.3). 17. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках , (см. табл.4). 18. Крутящий момент на выходном валу Т2; , где Т1 - крутящий момент на ведущем валу, , - угловая скорость ведущего вала, , - коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи. . 19. Коэффициент ширины зубчатого венца (см. табл.10). 20. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость (см. рис.2). 21. Коэффициент межосевого расстояния Ка Ка = 490 МПа1/3 для стальных прямозубых колес, Ka = 430 МПа1/3 для стальных косозубых колес. 22. Межосевое расстояние ; Величину округляют до стандартного значения (см. табл.7, или табл. 13). 23. Ширина зубчатого венца , , ; . Величину округляют до ближайшего нормального линейного размера (см. табл.14). 24. Окружной модуль зубьев колес mn (см. табл.7) , где - коэффициент ширины зубчатого венца относительно модуля (см. табл.11). Величина mn округляется до ближайшего стандартного значения (см. табл.8). 25. Угол наклона зубьев косозубых передач определяется по формуле или по таблице 7. , где - коэффициент осевого перекрытия, . 26. Суммарное число зубьев Zc . 27. Число зубьев ведущего колеса Z1 . 28. Число зубьев ведомого колеса Z2 . 29. Фактическое передаточное число U. Фактическое передаточное число не должно отличаться от стандартного более чем на 2,5% при и на 4,0% при U > 4,5 . 30. Диаметр делительной окружности ведущего колеса вычисляют с точностью до 0,001 мм. 31. Диаметр делительной окружности ведомого колеса вычисляют с точностью до 0,001 мм. 32. Уточненное значение угла наклона зубьев . 33. Окружная скорость в зацеплении , м/с. 34. Степень точности изготовления передачи (см. табл.9). 35. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес ZM
где: Eпр - приведенный модуль упругости. Для стальных зубчатых колес МПа - коэффициент Пуассона. Для стальных зубчатых колес . 36. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев ZH
где: - угол зацепления. Для низколегированных зубчатых колес . 37. Коэффициент, учитывающий длину контактной линии
где: - коэффициент торцевого перекрытия . 38. Окружная сила Ft . 39. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость (см. табл.12). 40. Удельная расчетная окружная сила . 41. Контактные напряжения при расчете на выносливость . 42. Коэффициент формы зуба УF считают по формуле или выбирают по графику (см. рис.4)
где: - приведенное число зубьев, рассчитываемого колеса , Х - коэффициент смещения. 43 Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба . 44. Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления . 45. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб (см. рис.3). 46. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб (см. табл.12). 47. Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб . 48. Напряжения изгиба при расчете на выносливость , . 49. Максимальные контактные напряжения при перегрузке , где ТП - крутяший момент при кратковременных перегрузках, , КП - коэффициент перегрузки, Тmax - максимальный крутящий момент при расчете на выносливость. 50. Максимальные напряжения изгиба при перегрузках . ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные для расчета 1. Мощность на ведущем валу Р1, кВт. 2. Частота вращения ведущего вала n1, об/мин. 3. Передаточное число U. 4. Срок службы передачи L, годы. 5. Режим нагружения. Последовательность расчета 1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес. Выбор материалов производим по табл.1 или [1]. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни Н1 рекомендуется назначать больше твердости колеса Н2 на 10-15 единиц, т.е. . 2. Механические характеристики материала - предел прочности, - предел текучести, выбираются по табл.2. 3. Предел выносливости зубьев при изгибе (см. табл.4). 4. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб (см. табл.4). 5. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев при расчете допускаемых напряжений изгиба УR УR = 1,0 для фрезерованных и шлифованных зубьев, УR =1,2 для полированных зубьев. 6. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки КFC КFC = 0,65 для улучшенных сталей, КFC = 0,75 для закаленных сталей, КFC = 0,90 для цементированных сталей. При одностороннем приложении нагрузки КFC = 1,0. 7. Число циклов перемен напряжений при постоянном режиме нагружения , где Lh - число часов работы передачи за расчетный срок службы, n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, с - число зацеплений зуба за один оборот шестерни или колеса. 8. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб КFL , но , если КFL < 1, то принимать КFL = 1. Здесь: NFO - базовое число циклов перемен напряжений при расчете на изгиб. . NFE - эквивалентное число циклов перемен напряжений при расчете на изгиб. При типовых переменных режимах нагружения , где КFE - коэффициент приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному (см. табл.5) При переменных режимах нагружения, заданных циклограммой , где mF - показатель степени mF = 6 при НRC < 50 или НВ < 350, mF = при НRС > 50 или НВ > 350. 9. Допускаемые напряжения изгиба , . . 10. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках , . при НВ при НВ > 350. 11. Крутящий момент на выходном валу Т2. где: Т1 - крутящий момент на ведущем валу; ; ; - коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи. . 12. Коэффициент ширины зубчатого венца (см. табл.11). 13. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб (см. Рис.3). 14. Число зубьев ведущего колеса Z1 . 15. Число зубьев ведомого колеса Z2
16. Коэффициент формы зуба УF считают по формуле или выбирают по графику (см. рис.4). , где Z – число зубьев рассчитываемого колеса, X – коэффициент смещения. 17. Отношения и дальше на прочность рассчитывают то колесо, для которого отношение имеет меньшее значение. 18. Модуль зацепления , где Кm - 1,4 для прямозубых цилиндрических передач, m - округляют до ближайшего стандартного значения (см. табл.8). 19. Диаметры делительных окружностей колес d1 и d2. ; . 20. Ширина зубчатого венца ; . 21. Межосевое расстояние . 22. Окружная скорость зубчатых колес , м/с. 23. Степень точности изготовления передачи (см. табл.9). 24. Окружное усилие в зацеплении . 25. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб (см. табл.12). 26. Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб . 27. Напряжения изгиба GF . 28. Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках
РАССЧИТАТЬ ЗАКРЫТУЮ ЦИЛИНДРИЧЕСКУЮ ПЕРЕДАЧУ (зацепление внешнее) Исходные данные для расчета: 1. Мощность на ведущем валу P1 = 2,7 кВт 2. Частота вращения ведущего вала n1 = 270 об/мин 3. Передаточное число U = 2,5 4. Срок службы передачи L = 8 лет 5. Режим нагружения: переменный см. рис. 1
Рис. 1. График нагрузки
шестерня – сталь 45, улучшение HB1 = 192 … 240 колесо – сталь 50, нормализация HB2 = 179 … 228
шестерня: предел прочности – σв = 750 МПа; предел текучести – σт = 450 МПа; колесо: предел прочности – σв = 650 МПа; предел текучести – σт = 500 МПа.
σно1 = 2 HB + 70 = 2 220 + 70 = 510 МПа σно2 = 2 HB + 70 = 2 210 + 70 = 490 МПа
Принимаем RQ = 2,5 мкм, тогда ZR = 0,95 6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость зубчатых колес ZV Принимаем V = 5 м/сек; 7. Число часов работы передачи за расчетный срок службы
8. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость
9. Допускаемые контактные напряжения
За расчетное допускаемое напряжение принимаем 10. Предел выносливости зубьев по напряжения изгиба
11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб Принимаем 12. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности . Принимаем . 13. Коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней нагрузки Считаем, что передача реверсивная. Поэтому 14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб
Принимаем 15. Допускаемые напряжения изгиба
16.Предельные допускаемые контактные напряжения изгиба при кратковременных перегрузках
17. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках
18. Крутящий момент на входном валу
19. Коэффициент ширины зубчатого колеса Считаем, что колеса расположены симметрично относительно опор. Поэтому . 20. Коэффициент концентрации нагрузки
21. Коэффициент межосевого расстояния Для косозубой передачи 22. Межосевое расстояние
Принимаем по ГОСТу 23. Ширина зубчатого венца
24. Окружной модуль зубьев колес
Принимаем по ГОСТу СТ СЭВ 310 – 76 25. Угол наклона зубьев Для 26. Суммарное число зубьев
27. Число зубьев ведущего колеса
28. Число зубьев ведомого колеса
29. Фактическое передаточное число
Отличается от заданного на 1,6% < 4%. 30. Диаметр делительной окружности ведущего колеса
31. Диаметр делительной окружности ведомого колеса
32. Уточненное значение угла наклона зубьев
33. Окружная скорость колес
34. Степень точности изготовления передачи – 8. 35. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес
36. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
37. Коэффициент, учитывающий длину контактной линии
38. Окружная сила
39. Коэффициент динамической нагрузки
40. Удельная расчетная окружная сила
41. Допускаемые контактные напряжения
42.Коэффициент формы зуба
43. Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев
44. Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления
45.Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб
46. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб
47. Удельная окружная сила при расчете на изгиб
48. Напряжения изгиба при расчете на выносливость
49. Максимальные контактные напряжения при перегрузке
50. Максимальные напряжения изгиба при перегрузке
Таблица 1 S = 0,5d l < S S = 0,5d
Стальное литье
Таблица 2
Заготовка – поковка (штамповка или прокат)
Стальное литье
Таблица 3
Приближенные значения пределов контактной выносливости
Таблица 4
Приближенные значения пределов изгибной выносливости σFO
Примечание: В расчет принимается среднее значение твердости в пределах допускаемого отклонения.
Таблица 5 Значения коэффициентов при расчете на выносливость
Режим работы: 0 – постоянный, 1 – тяжелый, 2 – средний равновероятный, 3 – средний нормальный, 4 – легкий, 5 – особо легкий.
Таблица 6 Значение коэффициента ZR, учитывающего шероховатость сопряженных поверхностей
Таблица 7 Рекомендуемые параметры косозубых передач (зацепление некорригированное или с высотной коррекцией)
Таблица 7 (продолжение)
Таблица 7 (окончание)
|