Файл: Тема Передаточные механизмы.docx

Практическое задание 2

Вариант №4

Расчет цилиндрической передачи
Тема 4. Передаточные механизмы
Задание

Рассчитать косозубую цилиндрическую зубчатую передачу с симметричным расположением колес, представленную на схеме (рис. 1.1).

Исходные данные

Рис. 1.1. Схема редуктора	Рис. 1.2. 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. 1.2).

Мощность на выходном валу Nвых = 6,4, кВт

Частота вращения шестерни n1 = 1100, об/мин

Коэффициент суточного использования Ксут = 0,6

Коэффициент годового использования Кгод = 0,8

Коэффициент перегрузки Кпер = Тmax/Тном = 1,8

2.1. Проектировочный расчет

Выбираем материалы и способ термообработки зубчатых колес.

Выбор рекомендуется производить в зависимости от заданной мощности на выходе (N_ВЫХ).

Если N_ВЫХ = 4…8 кВт.

Материал зубчатых колес – сталь 40Х, 40ХН.

Термообработка:

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

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

Примечание. Соотношения между числами твердости, определенной различными методами, представлены на рис. 1.3.

а)

б)
Рис. 1.3. Перевод значений твердости по различным шкалам к значению твердости по HB: а) по шкале HRC, б) по шкале HV
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. 1.1.

Таблица 1.1

Коэффициент ширины зуба

Расположение колес относительно опор
Симметричное	0,4–0,5
Несимметричное	0,315–0,4
Консольное	0,2–0,25

Коэффициент ширины зуба по диаметру определяем по формуле
= .

примем равным 0,4

(1.1)
Полученное значение можно уточним по табл. 1.2.
Таблица 1.2

Коэффициент ширины зуба по диаметру

Твердость материалов зубчатых колес	Расположение колес относительно опор
Н1  НВ 350 и Н2  НВ 350 или Н2  НВ 350	При симметричном	0,8…1,4
	При несимметричном	0,6…1,2
	При консольном	0,3…0,4
Н1  НВ 350 и Н2  НВ 350	При симметричном	0,4…0,9
	При несимметричном	0,3…0,6
	При консольном	0,2…0,25

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:

---

, (1.2)

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

K_a = 430 – вспомогательный коэффициент;

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

(1.3)

u – передаточное число:

(1.4)

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз­ки по длине контактных линий;

– коэффициент ширины зуба;

– допускаемое контактное напряжение, МПа.

Вспомогательный коэффициент K_a принимают по табл. 1.3.
Таблица 1.3

Значения коэффициента K_a

Вид колес	Ka
	Материалы шестерни и колеса
	сталь –сталь	сталь –чугун	сталь –бронза	чугун –чугун	текстолит –сталь	ДСП – сталь	полиамид (капрон) – сталь
Прямозубые	495	445	430	415	200	225	155
Косозубые и шевронные	430	390	375	360	170	195	135

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. 1.4. =1,05.

Рис. 1.4. График для определения коэффициента

---

Номер кривой (6) соответствует передаче на рис. 1.5.

Рис. 1.5. Редукторы
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 . В противном случае принимают =

= .

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

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

---

Способ термической и химико-термической обработки зубьев	Средняя твердость поверхности зубьев	Сталь	Формула для расчета значений
Отжиг, нормализация или улучшение	Менее НВ 350	Углеродистая и легированная	=
Объемная и поверхностная закалка	HRC 38…50		=
Цементация и нитроцементация	Более HRC 56	Легированная	=
Азотирование	HV 550…750		= 1050

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;

– для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствия­ми, значения минимальных коэффициентов запасов прочности следует увеличить до S_Hmin = 1,25 и S_Hmin = 1,35 соответственно.
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;

---