Файл: Практическое задание 2 Расчет цилиндрической передачи.docx

М ИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Тольяттинский государственный университет»
Институт машиностроения

(наименование института полностью)
Сварка, обработка материалов давлением и родственные процессы

(наименование кафедры/департамента/центра полностью)

15.03.01 Машиностроение

(код и наименование направления подготовки, специальности)

Технологии сварочного производства и инженерия поверхностей

(направленность (профиль) / специализация)


Практическое задание № 2
по учебному курсу « Механика 4 »

(наименование учебного курса)
Вариант 2

Студент
	(И.О. Фамилия)
Группа
Преподаватель
	(И.О. Фамилия)

Тольятти 2023

Практическое задание 2

«Расчет цилиндрической передачи»

Задание

Рассчитать косозубую цилиндрическую зубчатую передачу с симметричным расположением колес, представленную на схеме (рис. 2.1).
Исходные данные:

Рис. 2.1. Схема редуктора	Рис. 2.2. Циклограмма нагружения

Зубчатые колеса выполнены без смещения. Коэффициенты смещения шестерни и колеса

---

x_1,2 = 0.

Нагрузка постоянная, передача нереверсивная.

u= 4 - передаточное число.

Срок службы 5 лет.

Коэффициент перегрузки определяется по циклограмме нагружения – рис. 2.2.

Первая буква фамилии	Вари-ант	Мощность на выходном валу Nвых, кВт	Частота вращения шестерни n1, об/мин	Коэффициент суточного использования Ксут	Коэффициент годового использования Кгод	Коэффициент перегрузки Кпер = Тmax/Тном
Б	2	3,8	1500	0,6	1	1,75

2.1. Проектировочный расчет

По заданию, исходя из указанных выше факторов, выбираем материалы и термообработку зубчатых колес.

Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес рекомендуется производить в зависимости от заданной мощности на выходе (N_ВЫХ).

1. Так как N_ВЫХ = 4…8 кВт, то:

Материал зубчатых колес – сталь 40Х, 40ХН.

Термообработка:

– шестерни – закалка, твердость Н₁ = (40…60) HRC;

– колеса – улучшение, твердость Н₂ = (269…302) НВ.

Минимальное число зубьев зубчатых колес, выполненных без смещения, для предотвращения подрезания принимается равным z_min = 17. Выбираем коэффициент ширины зуба: из ряда 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25, придерживаясь рекомендаций табл. 2.2.



Коэффициент ширины зуба по диаметру определяем по формуле

= . (2.1)

=

Расчет на контактную выносливость зубьев служит для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев. Но следует отметить, что после проектировочного расчета необходимо выполнить уточненные проверочные расчеты.

---

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле, мм:

, (2.2)

где «+» – для внешнего зацепления, «–» – для внутреннего зацепления;

K_a – вспомогательный коэффициент. Вспомогательный коэффициент K_a принимают по табл. 2.4.

K_a

T_2H – вращающий момент на валу колеса, Н· м;



u – передаточное число;



– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз­ки по длине контактных линий. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев по графику, представленному на рис. 2.4.

;

– коэффициент ширины зуба;

– допускаемое контактное напряжение, МПа.

Вспомогательный коэффициент K_a принимают по табл. 2.4.

K_a

Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле, МПа:

, (2.5)

где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

S_H – коэффициент запаса прочности;

Z_N – коэффициент долговечности;

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхнос­тей зубьев;

---

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В проектировочном расчете = 0,9.





В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи при проектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле

= . (2.6)



При этом должно выполняться условие < 1,23 , где – меньшее из значений и .

Условие < 1,23 выполняется.

Предел контактной выносливости , соответствующий базовому числу циклов напряжений, принимают по табл. 2.5.

=

=





=

=

---

При отсутствии необходимых фактических данных можно применить следующие минимальные коэффициенты запаса прочности S_H:

– для зубчатых колес, выполненных из материала однородной структуры, принимаем S_Hmin = 1,1,

– для колес с поверхностным упрочнением зубьев S_Hmin = 1,2;

Коэффициент долговечности Z_N принимают в зависимости от отношения суммарного и базового чисел циклов перемены напряжений в зубьях N_K и N_Hlim по следующим формулам:

Z_N = при , (2.7)
но не более 2,6 для однородной структу­ры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения;

Z_N = при N_K > , (2.8)
но не менее 0,75,

где N_Hlim – базовое число циклов перемены напряжений;

N_К – суммарное число циклов перемены напряжений.

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом (определяется и для шестерни, и для колеса):

, (2.9)

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом (в данном задании с = 1);

n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин;

t – срок службы передачи, в часах.





Если не задано конкретное число часов работы передачи, а задан срок работы передачи в годах, то t определятся по формуле

, (2.10)

где L – срок службы в годах;

К_ГОД, К_СУТ– коэффициенты использования передачи в течение года и суток соответственно.



Базовое число циклов перемены напряжений определяется по графику, представленному на рис. 2.6.

---