Практическая работа №5

2 часа

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
1.Цель урока, его воспитательные и развивающие задачи

Научиться рассчитывать цилиндрическую зубчатую передачу.

2. Обеспечивающие средства:

2.1. Методическое руководство по выполнению работы.

3. Требования к отчету

1. 
   Номер практической работы, тема, цель работы.
   
2. 
   Выполнить задание в соответствии с данными своего варианта (см. таблица 3).
   
3. 
   Кинематическую схему передачи вычертить с помощью карандаша и линейки.
   
4. 
   Подготовить ответы на вопросы в устной форме.
   

4. Технология работы:

4.1. Внимательно изучите методические указания, предложенный теоретический материал.

4.2. В соответствие с вариантом, выполнить схему передачи.

4.3. На схеме обозначьте основные характеристики (число зубьев ведущего и ведомого колеса, делительный диаметр шестерни и колеса, межосевое расстояние).

4.4. Проведите проектировочный и проверочный расчеты по методике представленной ниже.

4.5. Сделайте выводы о проделанной работе.

4.6. Ответить на контрольные вопросы.

Теоретические сведения.

Основным критерием работоспособности цилиндрических передач является: контактная прочность зубьев в полюсе зацепления и прочность зубьев на изгиб. Нарушение контактной прочности приводит к повреждению поверхностей зубьев: выкрашиванию, износу, заеданию. Нарушение прочности зубьев на изгиб приводит к поломке зубьев.

Поэтому, как правило, проектный расчет передачи выполняют из условия контактной прочности, а проверочный расчет – из условия прочности зубьев на изгиб

1. Проектный расчет

1.1. Определить кинематические характеристики передачи по заданным значениям: Р₁ – мощность на ведущем валу передачи, передаточное число – u, ω₁ – угловая скорость ведущего вала.

ω₂ =ω_1/ u - угловая скорость ведомого вала. (1)

T₂ = ; (2)

T₁ =

---

; (3)

где: T₁ , T₂ -вращающие моменты на ведомого и ведущего валах передачи

η – коэффициент полезного действия передачи, выбирается по таблице1.

Таблица 1 – Определение КПД, η

Передача	К.П.Д.	Передача	К.П.Д.
Закрытая зубчатая: цилиндрическая коническая	0,97…0,98 0,96…0,97	Цепная: открытая закрытая	0,90…0,95 0,95…0,97
Открытая зубчатая	0,95…0,96
Червячная при числе заходов червяка: Z1=1 Z2=2 Z3=4	0,7…0,75 0,8…0,85 0,85…0,95	Ременная: с плоским ремнем с клиновым ремнем	0,96…0,98 0,95…0,97
Муфта соединительная	0,98	Подшипники качения	0,99

1.2. Определить межосевое расстояние а_W и полученное значение скорректировать по СТ СЭВ 229-75.

а_W = ; (4)

где: К_а – вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач К_а =49,5; для косозубых передач К_а = 43.

К_bа – коэффициент распределения нагрузки по ширине колеса, выбираем по таблице 2;

ψ_ba – относительная ширина колеса, выбираем по таблице 2.

[σ]_Н - допускаемое контактное напряжение, МПа

[σ]_Н = (σ_{Н lim} /S_Н )·Z_Н; (5)

σ_{Н lim} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица3)

S_Н – коэффициент безопасности (таблица 3)

Z_Н- коэффициент долговечности, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи

z_N = , (6)

Nz = 60 · n₁ ·Lh·а, (7)

n₁ - частота вращения ведущего вала передачи, об/мин

Lh- долговечность или срок службы передачи , час

а – количество смен в сутки

Таблица 2- Коэффициенты К_bа, ψ_ba

Расположение зубчатых колес относительно опор	Твердость поверхностей зуба
	НВ ≤ 350		НВ > 350
	Кbа	ψba	Кbа	ψba
Симметричное	1,0…1,15	0,3…0,5	1,05…1,25	0,25…0,3
Несимметричное	1,1…1,25	0,25…0,4	1,15…1,35	0,2…0,25
Консольное	1,2…1,35	0,2…0,25	1,25…1,45	0,15…0,2
При постоянной нагрузке Кbа = 1

---

Таблица 3- Контактная выносливость

Термообработка	Твердость	Группа сталей	σн lim, МПа	Sн	σF lim, МПа	SF
нормализация улучшение	180…350 НВ	40Л, 40, 45, 50, 40Х, 40ХН и др.	1,8 НВ ср +67	1,1	1,03 НВср	1,75
объемная закалка	45…55 HRCэ	40Х, 40ХН, 35ХМ и др.	14HRCср +170		310
закалка	56…63 HRCэ		17 HRCср+200	1,2	900
азотирование	50…67 HRCэ		1050		12 HRCср+300
цементация	55…63 HRCэ	Цементируемые стали всех марок	19 HRCср		480	1,5

Рисунок 1- График для пересчета HRC и HV в единицы НВ
Таблица 4 –Межосевое расстояние СТ СЭВ 229-75

1 ряд	50;63;80;100;125;160;200;250;315;400;500;630;800;1000
2 ряд	71;90;112;140;180;224;280;355;450;560;710;900

1.3. Определить модуль зацепления и полученное значение округлить по СТ СЭВ 310-76

m = (0,01….0,02) · а_W; (8)

Таблица 5- Модули зацепления СТ СЭВ 310-76

1 ряд	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20;25
2 ряд	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса Z:

Z = 2· а_W· / m – для прямозубых передач (9)

Z = –для косозубых и шевронных передач (10)

---

β – угол наклона зуба;

β -5˚…15˚ - для косозубых колес;

β - 25˚…40˚ - для шевронных колес.

1.5. Определить числа зубьев шестерни и колеса

Z₁ = Z/(u+1) (11)

Полученные значения Z₁ , Z₂ должны быть целыми числами, причем для прямозубых колес Z₁ должно быть не менее 17, а для косозубых - не менее 12.

Z₂ = Z-Z₁ (12)

1.6. Определить геометрические размеры зубчатых колес


Рисунок 2- Геометрические параметры цилиндрической передачи

Геометрические размеры зубчатых колес находим по формулам в таблице 6:

Прямозубые колеса	Косозубые колеса	№ формулы
Делительный диаметр, d = m · z	d =	13
Диаметр окружности вершин, da = m · (z+2)	da = d + 2· m	14
Диаметр окружности впадин, df = m · (z – 2,5)	df = d -2,5· m	15
Высота зуба, h = 2,25·m			16
Ширина зубчатого венца, b = аW · ψbа			17

2.Проверочный расчет

Методика расчета передачи на прочность при изгибе в зависимости от заданных условий работы передачи.

2.1. Определить расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

σ_F2 = K_Fa· K_Fß ·K_Fv· Y_ß · Y_FS2 · F_t / b₂ ·m; (18)

F_t – окружная сила, F_t = 2 T₁ /d₁ ; (19)

K_Fa- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (таблица 7);

Таблица 7 – Значения коэффициента K_Fa

Степень точности	6	7	8	9
KFa	0,72	0,81	0,91	1,0

---

K_Fß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Fß = 1+ 1,5· ψ_bd / S ≤ 1,7; (20)

где S – индекс схемы (см. табл. 8)

Таблица 8- Значения индекса S

Расположение шестерни относительно опор	S
Консольное, опоры-шарикоподшипники	1
Консольное, опоры-роликоподшипники	2
Несимметричное	3
Симметричное	4

Коэффициент ширины ψ_bd = b₂/ d₁ (21)

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности и окружной скорости. Коэффициент K_Fv принимают:

- для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ -1,4;

>350 НВ -1,2;

- для косозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ -1,2;

>350 НВ -1,1;

Y_ß – коэффициент, учитывающий наклон линии зуба косозубой передачи, Y_ß =0 для прямозубых колос, для косозубых коэффициент Y_ß вычисляют по формуле (β в градусах):

Y_ß = 1- β/100 º;

Y_FS – коэффициент формы зубу (таблица 9)

Таблица 9 – Значение коэффициента Y_FS

Z или Zv	17	20	22	24	26	28	30	35	40	45	50	65	≥80
YFS	4,30	4,08	3,98	3,92	3,88	3,84	3,80	3,75	3,70	3,66	3,65	3,62	3,61

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 · Y_FS1 / Y_FS2 ; (22)
Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых:

σ_F ≤ 1,1· [σ_F] ; (23)

Определяем окружную скорость в зацеплении и назначаем степень точности передачи по таблице 10.

V=( ω · d) /2; (24)
Таблица 10 – Окружная скорость

Степень точности не ниже	Окружная скорость V, м/с		Примечание
	Прямозубая	Косозубая
6 (высокоточные)	15	30	Высокоточные, высокоскоростные механизмы
7 (точные)	10	15	Высокоскоростные при умеренных нагрузках
8 (средней точности)	6	10	Передачи общего машиностроения
9 (пониженной точности)	2	4	Тихоходные передачи с пониженными требованиями

---

Смотрите также файлы

• Пермский государственный национальный исследовательский университет.docx

• Объект исследования является интернет и его ресурсы.docx

• Тема 1 Особенности содержанию обновленных фгос.docx

• Почему я выбрал направление подготовки Техносферная безопасность.docx

• .docx