У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

з курсу ldquo;Теорія механізмів і машин та деталі машинrdquo; для студентів напряму ldquo;Гірництвоrdquo; денної т

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2016-03-30

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 9.3.2025

Міністерство освіти і науки України

Криворізький технічний університет

Кафедра теоретичної та прикладної механіки

МЕТОДИЧНІ ВКА3ІВКИ

до виконання розрахунково-графічного завдання

“Розрахунок циліндричної косозубої та конічної

прямозубої передач”

з курсу “Теорія механізмів і машин та деталі машин”

для студентів напряму “Гірництво” денної та заочної форм навчання

м. Кривий Ріг

2006

Укладачі: Рудь Ю.С., проф., докт. техн. наук

Бурдо Ю.Й., доц., канд. техн. наук

Маліновська С.І., доц., канд. техн. наук

Відповідальний за випуск: Рудь Ю.С., проф., докт. техн. наук

Рецензент: Гулівець О.А., доц., канд. техн. наук

Методичні вказівки до виконання завдань з курсу “Теорія механізмів і машин та деталі машин” для студентів напряму “Гірництво” денної та заочної форм навчання є закріпленням теоретичних знань з розділу “Передачі” шляхом виконання завдання з розрахунку та конструювання циліндричної косозубої та конічної прямозубої передач. Вказівки містять приклади виконання завдань з розділу “Передачі” курсу “ТММ та ДМ” . До методичних вказівок входять 6 схем (по 24 варіанта завдань), зразки графічної частини завдання та перелік навчальної літератури.

Розглянуто

на засіданні кафедри теоретичної та прикладної механіки

Протокол № 1

від 31 серпня 2006 р.

Схвалено

на вченій раді механіко-машинобудівного факультету

Протокол № 2

від 12 вересня 2006 р.

Загальні відомості про зубчаті передачі

Зубчатими називаються механізми (передачі), у яких рух між ланцюгами (зубчатими колесами) передається за допомогою зубців, які послідовно зачіплюються.

Таблиця 1

Механічні властивості деяких марок сталей, застосованих для

виготовлення зубчатих коліс

Марка сталі	Діаметр заготівки, мм	Твердість поверхні зубів	Границя міцності в, МПа	Границя текучості т, МПа	Термо-обробка
40	До 60	НВ 192...228	700	400	Поліпшення
45	До 100	НВ 192..240	750	450	Поліпшення
50	До 80	НВ 228...255	750	530	Поліпшення
40Х	До 100	НВ 230...260	850	550	Поліпшення
45Х	До 100 300...500	НВ 230...280 НВ 163...269	850 700	650 450	Поліпшення Поліпшення
40ХН	До 100 100...300	НВ 230...300 НВ 241	850 800	600 580	Поліпшення Поліпшення
35ХМ	До 100	НВ 302	900	800	Поліпшення
40ХНМА	До 80 До 300	НВ 217 НВ 270	1100 700	900 500	Поліпшення Поліпшення
35ХГСА	До 60 До 150	НВ 270 НВ 235	980 760	800 500	Поліпшення Поліпшення
Стальне литво
40Л	-	НВ 147	530	300	Нормалізація
45Л	-	НВ 153	550	320	Нормалізація
50Л	-	НВ 174	580	340	Нормалізація
40ХЛ	-	НВ 217	650	500	Нормалізація
30ХНМЛ	-	НВ 217	700	550	Нормалізація
35ХМЛ	-	НВ 217	700	550	Нормалізація

Зубчаті передачі є найрозповсюдженішими механічними передачами. Ці передачі складаються з двох коліс, на ободі яких розміщені зубці. У більшості випадків зубчаті передачі призначені для передачі обертального руху між

довільно розміщеними у просторі валами, мають високий к.к.д. (=0,7...0,99).Для виготовлення зубчатих коліс частіше застосовують такі матеріали(табл. 1).

Таблиця 2

Значення к.к.д. передач та інших елементів приводів

Елемент привода	
Циліндрична зубчата передача:
відкрита	0,95
одноступінчатий циліндричний редуктор	0,97...0,98
двохступінчатий циліндричний редуктор	0,95...0,96
конічна зубчата передача відкрита	0,92...0,94
одноступінчатий конічний редуктор	0,95..0,96
двохступінчатий конічно-циліндричний редуктор	0,94...0,95
пасова передача	0,95...0,96
ланцюгова передача (відкрита)	0,92...0,94
черв’ячна передача	0,7...0,92
Підшипники (одна пара):
кочення	0,99...0,995
ковзання	0,98...0,995
Муфта:
пружна втулково-пальцева	0,99...0,995

Рекомендації до вибору к.к.д. передач та електродвигуна подані
в таблицях 2 та 3.

При проектуванні зубчатих передач розрізняють проектний і перевірний розрахунки. При проектному розрахунку циліндричної передачі на контактну витривалість визначають міжосьову відстань aw за формулами:

для прямозубої передачі -

, мм; (1)

Таблиця 3

Основні технічні дані асинхронних двигунів серії 4А

для косозубої передачі -

, мм. (2)

При проектному розрахунку конічної прямозубої передачі на контактну витривалість визначають зовнішній діаметр ділильного кола колеса за формулою:

, мм. (3)

При перевірному розрахунку зубчатих передач на контактну витривалість застосовують такі формули:

для прямозубої циліндричної передачі -

, МПа; (4)

для косозубої циліндричної передачі -

, МПа; (5)

для прямозубої конічної передачі -

, МПа; (6)

Методичні вказівки до розрахунку зубчатих передач на контактну витривалість

1. Міжосьова відстань aw циліндричних зубчатих передач (СТ СЭВ 229-75):

40, 50, 63, 80, 100, 125, (140), 160, (180), 200, (225), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500, (560), 630, (710), 800, (900), 1000.

Числа в дужках належать до другого ряду (по можливості, не застосовувати). У розрахунках перевагу надають числам першого ряду.

2. Крутячий момент на шестерні, Нм:

, (7)

де Р1 – потужність на шестерні, кВт; n1 – число обертів шестерні, об/хв.

3. Крутячий момент на колесі, Нм:

, (8)

де u – передаточне число ;  – к.к.д. передачі.

4. Передаточні числа u для одноступінчастих циліндричних і конічних зубчастих передач (ГОСТ 21426-75):

... 2,0 (2,24); 2,5 (2,8); 3,15; (3,65); 4,0 (4,5); 5,0; (5,6); 6,3; (7,1) ...

Не рекомендується брати для одноступінчастих циліндричних редукторів u>6,3 і конічних – u>5.

5. Зведений модуль пружності :

, (9)

де Е1, Е2 – модуль пружності відповідно шестерні й колеса.

Якщо матеріал шестерні й колеса однаковий, то зведений модуль пружності Езв=Е1=Е2. Для стальних коліс

6. Стандартні значення коефіцієнта ширини зубчатих коліс по міжосьовій відстані ва:

0,4; 0,5; 0,63.

Коефіцієнт ширини зубчатих коліс по діаметру

, (10)

7. Коефіцієнт навантаження передачі

, (11)

де , – коефіцієнти відповідно концентрації навантаження

(табл. 4), динамічного навантаження (табл. 5) та нерівномірності навантаження зубів (табл. 8).

Таблиця 4

Коефіцієнт концентрації навантаження КН при твердості поверхні зубів НВ 350

Циліндричні передачі	Конічні передачі
вd	Розміщення коліс відносно опор		Опори
	симетричне	несиметричне		шарикові	роликові
0,2	1,00	1,02	0,2	1,06	1,05
0,4	1,00	1,04	0,4	1,10	108
0,6	1,02	1,06	0,6	1,18	1,10
0,8	1,03	1,08	0,8	1,25	1,12
1,0	1,04	1,11	1,0	1,35	1,18
1,2	1,05	1,15	-	-	-
1,4	1,07	1,18	-	-	-
1,6	1,09	1,22	-	-	-

Таблиця 5

Коефіцієнт динамічного навантаження КНV при твердості поверхні зубів НВ 350

Ступінь точності

Колова швидкість, м/с

циліндричних передач

конічних передач

1,04

1,02

1,07

1,03

1,14

1,05

1,21

1,06

1,29

1,07

1,36

1,08

1,04

1,01

1,08

1,02

1,16

1,04

1,24

1,06

1,32

1,07

1,4

1,08

1,05

1,01

1,1

1,03

1,2

1,05

1,3

1,07

1,4

1,09

1,5

1,12

Примітка: Чисельник відноситься до прямозубих передач, знаменник – до косозубих

Таблиця 6

Значення коефіцієнта YF,що враховує форму зубця,для зубчатих

передач без зміщення контуру

8. Із 12 ступінів точності виготовлення зубчастих передач найбільше поширення мають 7, 8, та 9-а ступені точності (табл. 7). Ступінь точності передачі призначають залежно від значення колової швидкості.

9. Кут зачеплення =20 (sin20,6428).

10. Коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач за контактними напругами

, (12)

де KH – коефіцієнт нерівномірності навантаження зубів, який вибирають із табл. 8;  – кут нахилу зуба. Для косозубих коліс рекомендується =8,11...16, для шевронних – =30...40; – коефіцієнт торцевого перекриття,

. (13)

Таблиця 7

Орієнтовні рекомендації щодо вибору ступеня точності

передачі

Ступінь точності	Колова швидкість, не більше, м/с	Примітка
	Передачі
	циліндричні	конічні
	прямозуба	косозуба	прямозуба	косозуба
7 (точна)	10	15	5	10	Передачі при підвищених швидкостях і помірних потужностях, або навпаки
8 (середня точність)	6	10	2	5	Передачі при помірних швидкостях і потужностях (передачі загального машинобудування)
9 (низька точність)	2	4	1	-	Тихохідні, малонавантажені передачі

Таблиця 8

Значення коефіцієнта KHa і KFa

Колова швидкість, м/с

Ступінь точності

KHa

KFa

До 5

1,03

1,07

1,13

1,07

1,22

1,35

5...10

1,05

1,10

1,2

1,3

10...15

1,08

1,15

1,25

1,40

11. Дослідний коефіцієнт H=0,85 – для розрахунку конічної передачі.

12. Значення модуля зачеплення стандартизовані СТ СЭВ 310-76 в діапазоні (табл.. 9):

Таблиця 9

Модулі m зубчатих коліс, мм

Примітка:

1. При виборі модулів ряду 1 надавати перевагу перед рядом 2.

2. Для циліндричних зубчастих коліс допускається:

а) у тракторній промисловості застосування модулів 3,75; 4,25 і 6,5 мм;

б) в автомобільній промисловості застосування модулів, які відрізняються від встановлених у дійсному стандарті.

3. Для конічних зубчатих коліс допускається:

а)визначати модуль на середній конусній відстані;

б) у мотивованих випадках застосування модулів, які відрізняються від вказаних у таблиці.

4. Модулі стандарту (0,05...0,9) мм і (40...100) мм у цій таблиці не подано.

13. Допустима контактна напруга для шестерні :

; (14)

для колеса :

. (15)

Границя контактної витривалості для шестерні (термообробка поліпшення) :

; (16)

для колеса :

. (17)

Коефіцієнт безпеки для зубів з однорідною структурою матеріалу .

Базове число циклів зміни напруг NHO визначають із табл. 10.

Таблиця 10

Значення базового числа циклів змін напруги NHO

Твердість матеріалу НВ	Базове число циклів NHO
200	10106
250	18106
300	26106
350	40106
400	50106
450	70106
500	90106
550	110106

Еквівалентне число циклів зміни напруг при сталій частоті обертання :

, (18)

де n – число обертів шестерні (колеса); об/хв, tr – строк служби передачі, год.

Коефіцієнт довговічності KHL при сталому навантаженні визначають з відношення із табл.11.

Таблиця 11

Значення коефіцієнта довговічності KHL

	1	2	3	4	5	8	10	13
KHL	1	0,98	0,96	0,94	0,93	0,92	0,91	0,9

Для прямозубих циліндричних передач за розрахункове беруть менше із двох допустимих напруг, знайдених для матеріалу шестерні []H1 і []H2.

Для косозубих циліндричних і прямозубих конічних передач за розрахункову допустиму контактну напругу беруть.

(19)

Ця формула вірна, якщо твердість зубців хоч одного колеса .

14. Основні параметри u і de2 конічних зубчатих передач нормалізовані ГОСТ 12289-76 (табл. 12).

15. Зовнішня конусна відстань:

, (20)

де m1 – зовнішній модуль зачеплення; z1=18...24 – число зубів шестерні.

16. Ширина зубчатого колеса

, (21)

де Kbe=0,285 – коефіцієнт ширини колеса.

17. Середній модуль зачеплення

. (22)

Таблиця 12

Основні параметри конічних передач

Нормальний діаметр колеса de2	Ширина конічного колеса, мм, при передаточних числах
	2	2,24	2,5	2,8	3,15	3,55	4	4,5	5
160	25	25	25	24	24	24	24	24	24
180	28	28	28	28	26	26	26	26	26
200	32	32	30	30	30	30	30	30	30
225	36	36	34	34	34	34	32	32	32
250	40	40	38	38	38	38	36	36	36
280	45	45	42	42	42	42	42	40	40
315	50	50	48	48	48	48	45	45	45
355	55	55	55	55	55	52	52	52	52
400	63	60	60	60	60	60	60	60	60
450	70	70	70	70	65	65	65	65	65
500	80	80	75	75	75	75	75	75	75

18. Після визначення міжосьової відстані aw за формулами (1), (2) чи зовнішнього діаметра ділильного кола de2 за формулою (3) і їх округлення до найближчого стандартного значення знаходять модуль зачеплення:

циліндричних коліс -

m = (0,01...0,02) aw; (23)

конічних коліс -

. (24)

Визначені модулі округлюють до найближчого стандартного значення: табл. 9 – для циліндричних передач ; стандартні значення передаточних чисел для одноступінчастих конічних зубчатих переч, що рекомендують: 2; (2,24); 2,5; (2,8); 3,15; (3,55); 4; (4,5); 5.

Розрахунок зубчатих передач на витривалість
за напругами згину

Розрахунок зубів закритих передач на згин виконують як перевірний за такими формулами:

для прямозубої циліндричної передачі -

, (25)

для косозубої циліндричної передачі -

, (26)

для прямозубої конічної передачі -

, (27)

де F=0,85 – дослідний коефіцієнт;

Методичні вказівки до розрахунку зубчатих передач

на витривалість за напругами згину

19. Коефіцієнт навантаження

, (28)

де KF, KFV, – коефіцієнти відповідно концентрації навантаження (табл.13), динамічного навантаження (табл.14) та нерівномірності навантаження зубів (таблиця 8).

Таблиця 13

Коефіцієнт концентрації навантаження KF для циліндричних передач при твердості поверхні зубів HB 350

bd	Розміщення коліс відносно опор
	симетричне	несиметричне
0,4	1,03	1,10
0,6	1,05	1,15
0,8	1,08	1,20
1,0	1,10	1,30
1,2	1,13	1,39
1,4	1,19	1,48
1,6	1,25	1,55

Таблиця 14

Коефіцієнт динамічного навантаження KFV при твердості
поверхні зубів HB 350

Ступінь точності передачі

Колова швидкість передачі, м/с

циліндричних

конічних

1,08

1,03

1,16

1,06

1,33

1,11

1,5

1,16

1,67

1,22

1,8

1,27

1,1

1,03

1,2

1,06

1,38

1,11

1,58

1,17

1,78

1,23

1,96

1,29

1,13

1,04

1,28

1,07

1,5

1,14

1,77

1,21

1,98

1,28

2,25

1,35

Примітка: Чисельник відноситься до прямозубих передач, знаменник – до косозубих.

Для конічних передач коефіцієнт концентрації навантаження :

. (29)

20.Коефіцієнти форми зубів YF для конічних коліс:

Таблиця 15

ZV	16	20	25	32	40	50
YF	4,75	4,5	4,35	4,25	4,2	4,18

Продовження таблиці 15

ZV	60	71	80	90	100	200	
YF	4,16	4,16	4,18	4,19	4,2	4,32	4,4

Еквівалентне число зубів шестерні й колеса:

для косозубої циліндричної передачі -

; ; (30)

для прямозубої конічної передачі -

; , (31)

де 1 і 2 – кути початкових конусів відповідно шестерні й колеса.

21. Коефіцієнт підвищення міцності косозубої передачі за напругами згину:

, (32)

де KF – коефіцієнт нерівномірного навантаження зубів (табл. 13); Y – коефіцієнт нахилу зуба.

. (33)

22. Дослідний коефіцієнт F=0,85 – для розрахунку
конічної передачі.

23. Допустима напруга згину:

для шестерні -

, (34)

для колеса -

. (35)

Границя витривалості на згин (термообробка-поліпшення):

для шестерні -

, (36)

для колеса -

. (37)

Коефіцієнт безпеки SF=1,75 ( у даному випадку).

Коефіцієнт реверсивності при однобічному навантаженні KFC=1, при двобічному – KFC =0,7.

Базове число циклів зміни напруг при сталому навантаженні :

. (38)

При коефіцієнт довговічності

. (39)

При беруть KFL=1.

Розрахунок зубчатих передач на статичну міцність при короткочасних перевантаженнях

При значних, але не частих пікових навантаженнях, які не можуть викликати явищ утомленості, зубчаті передачі перевіряють на статичну міцність. Перевірку роблять за формулами:

, (40)

. (41)

Методичні вказівки до розрахунку на статичну міцність

24. Hmax – максимальна розрахункова контактна напруга при перевантаженні зубів моментом Tnik.

25. H – розрахункова контактна напруга, яка викликається розрахунковим крутним моментом Т1 і визначається за формулами (4 – 6).

26. []Hmax – допустима, максимальна, контактна напруга.

Для зубів зубчатих коліс з термообробкою нормалізацією, поліпшенням або об’ємним гартуванням

, (42)

де – границя текучості матеріалу зубів.

27. Fmax – максимальна розрахункова напруга згину при перевантаженні зубів моментом Tnik.

28. F – розрахункова напруга згину, яка викликається розрахунковим крутним моментом Т1 і визначається за формулами (25-27).

29. []Fmax – допустима максимальна напруга згину. При твердості поверхні зубів HB350

. (43)

30.Орієнтовно визначаємо діаметри ведучого та веденого валів.

; , (44)

де k =15 МПа- допустима напруга на крутіння.

31. Обираємо розміри й перевіряємо шпонкові з’єднання.

Таблиця 16.

Основні розміри призматичних шпонок

Методичні вказівки до виконання домашніх завдань

До розрахункової частини даного завдання включаються кінематичний розрахунок та вибір двигуна привода, вибір матеріалів для шестерні та колеса, розрахунок зубчатої циліндричної або конічної передачі. Графічна частина виконується на аркуші паперу формату А2 і складається з креслень шестерні та колеса (формат А3 ). Креслення виконують відповідно до ЕСКД у стандартних масштабах:

зменшення – 1:2; 1:2,5; 1:4; 1:5; 1:10;

збільшення – 2:1; 2,5:1, 4:1, 5:1; 10:1.

Робочі креслення виконують у раціональному стандартному масштабі. Вони повинні мати всі дані, що визначають форму, розміри, відхилення розмірів, форми та розміщення, шорсткість поверхонь, марку матеріалу виготовлення, граничні значення твердості тощо. На робочому кресленні деталі подають усі дані, які потрібні для виготовлення й контролю параметрів деталі, за якими вона приймається до складання.

Технічні вимоги до деталей на робочих кресленнях розміщуються над основним написом із наскрізною нумерацією.

Робочі креслення зубчастих або конічних коліс доповнюють у правому куті таблицями з характеристиками зачеплень. Розміри та місце цих таблиць наведено на стор.19. Приклади виконання робочих креслень зубчастих циліндричних або конічних коліс та шестерень подано на стор. 48 - 51.

Номер схеми та номер варіанта визначається викладачем у відповідності з порядковими номерами студентів в академічному журналі.

1. Приклад розрахунку циліндричної косозубої передачі

Розрахувати циліндричну косозубу передачу одноступінчастого редуктора з привода стрічкового конвеєра за схемою (рис. 1) за такими даними: потужність на веденому валу привода Р3=6,8 кВт, частота обертання веденого вала приводу n3=144об/хв., строк служби передачі tr=10000 год.; передача нереверсивна; навантаження стале, але під час пуску воно короткочасно збільшується у 2 рази.

Рис. 1

1.1. Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок

Визначаємо загальний к.к.д. привода (табл.2):

де 1=0,96 – к.к.д. клинопасової передачі;

2=0,97 – к.к.д. циліндричної косозубої передачі;

3=0,99 – к.к.д. муфти;

4=0,99 – к.к.д. однієї пари підшипників кочення.

Таблиця 17

Орієнтовні значення К.К.Д. для зубчатих передач
на підшипниках кочення

Передача	Закриті передачі при рідких мастилах і ступенях точності	Відкриті передачі при густих мастилах
	6 та 7	8 та 9
Циліндрична	0,99...0,98	0,975...0,97	0,96...0,95
Конічна	0,98...0,96	0,96...0,95	0,95...0,94

Потужність на ведучому валі привода

кВт.

Вибираємо електродвигун, потужність якого повинна бути Рд>P1. Беремо з табл. 3 потрібний електродвигун

4А132 М4У3:

Визначаємо загальне передаточне число привода

Розбиваємо загальне передаточне число привода на передаточні числа окремих передач.

Приймаємо up =5(п.4), то uк ===2,025.

Частота обертання та крутні моменти:

на валу двигуна -

;

на валу шестерні -

;

на валу колеса -

1.2. Розрахунок циліндричної передачі.

Визначаємо матеріал і допустимі напруги для шестерні й колеса.

За табл. 1 беремо для шестерні й колеса сталь 40ХН (поковка); термообробка-поліпшення.

Для шестерні при радіусі заготівлі до 100 мм в=850 МПа; Т=600 МПа; НВ1 230...300;

для колеса при радіусі заготівлі до 300 мм в=800 МПа; Т=580 МПа; НВ2 241.

Визначаємо допустиму контактну напругу для шестерні (формула 14)

де границя контактної витривалості за формулою (16)

Базове число циклів зміни напруг (табл.10)

Еквівалентне число циклів зміни напруг (формула 18)

Відношенню відповідає коефіцієнт довговічності КНL1=0,9 (табл. 11).

Коефіцієнт безпеки SH1=1,1.

Допустима контактна напруга для шестерні

Визначаємо допустиму контактну напругу для колеса
(формула 15)

де границя контактної витривалості за формулою (17)

Базове число циклів зміни напруг (табл. 10)

Еквівалентне число циклів зміни напруг (формула 18)

Відношенню

відповідає коефіцієнт довговічності KHL2=0,93 (табл. 11).

Коефіцієнт безпеки SH2=1,1.

Допустима контактна напруга для колеса

Визначаємо допустиму контактну напругу передачі (формула 19)

Перевіряємо умову за формулою (19)

тобто умова виконана.

Визначаємо допустиму максимальну контактну напругу за формулою (42) для шестерні:

МПа;

для колеса:

Визначаємо допустиму напругу згину для шестерні (формула 34):

де границя витривалості на згин для шестерні за формулою (36)

Для нереверсивної передачі коефіцієнт KFC=1. Коефіцієнт безпеки SF=1,75. Базове число циклів зміни напруг NF01=4106. Еквівалентне число циклів зміни напруг (формула 38)

Оскільки NFE1=432106>NF0=4106, беремо коефіцієнт довговічності KFL1=1.

Допустима напруга згину для шестерні

Визначаємо допустиму напругу для колеса (формула 35):

де границя витривалості на згин для колеса за формулою (37)

Візьмемо коефіцієнт КFС=1, SF2=1,75. Базове число циклів зміни напруг NF0=4106. Еквівалентне число циклів зміни напруг

Оскільки NFE2=86,4106>NF0=4106, візьмемо коефіцієнт
довговічності KFL2=1.

Допустима напруга згину для колеса

Визначаємо допустиму максимальну напругу згину за
формулою (43) для шестерні:

;

для колеса:

1.3. Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо міжосьову відстань передачі за формулою (2):

де Eзв– зведений модуль пружності; для стальних коліс Eзв=2,1105 МПа;

Т2 – крутячий момент на колесі, Т2 =467Н·м.

Візьмемо коефіцієнт ва=0,4 (п.6). Тоді за формулою (10)

Із табл. 4 при несиметричному розміщенні коліс відносно опор КН=1,15.

Міжосьова відстань передачі

мм.

Відповідно СТ СЭВ 229-75 візьмемо аw=180 мм (п.1.).

Модуль зачеплення

m=(0,01...0,02)aw=(0,01...0,02)180=1,8...3,6 мм. 9).

Попередньо візьмемо кут нахилу зуба =10 (cos10=0,9848).

Візьмемо т=2,5 мм, що відповідає СТ СЭВ 310-76 (табл.9).

Сумарне число зубів шестерні й колеса

Візьмемо ZC=142.

Число зубів шестерні

Візьмемо Z1=24.

Число зубів колеса

Фактичне передаточне число

відхилення від заданого – 0,8%, що менше за допустиме 4%.

Уточнюємо кут нахилу зуба

1.4. Основні розміри шестерні та колеса

Діаметри ділильних кіл шестерні та колеса

=299,158 мм.

Діаметри кіл вершин зубів шестерні та колеса

Діаметри кіл упадин зубів та колеса

Ширина колеса

шестерні

Колова швидкість і ступінь точності передачі

Призначаємо 8-ий ступінь точності.

1.5 Перевірний розрахунок передачі на контактну витривалість

Визначаємо розрахункові контактні напруги за формулою (5):

де ZH – коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач (формула 12)

KHα=1,07 – коефіцієнт нерівномірного навантаження зубів (табл. 8);

 –коефіцієнт торцевого перекриття (формула 13):

KH –коефіцієнт навантаження (формула 11):

;

KH=1,15 – коефіцієнт концентрації навантаження при несиметричному розміщенні коліс відносно опор (табл. 4);

KHV=1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 5):

=1,07 – коефіцієнт нерівномірності навантаження зубів (табл. 8).

;

Відхилення розрахункової контактної напруги від допустимої становить 11%, що більше від допустимих 4%.

Зблизити їх можна зміною ширини коліс за умовою

Візьмемо ширину колеса b2=65 мм.

Перевірний розрахунок передачі на контактну напругу за формулою (40):

дезадано.

Умови міцності дотримуються.

1.6.Перевірний розрахунок передачі на витривалість за
напругами згину.

Визначаємо розрахункову напругу згину за формулою (26):

дe KF – коефіцієнт навантаження передачі (формула 28)

KF=1,13 –коефіцієнт концентрації навантаження (табл. 13); KFV=1,1 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 14); KF=1,22 – коефіцієнт нерівномірності навантаження зубів (табл.8).

Визначаємо еквівалентне число зубів шестерні й колеса за формулою (31):

Знаходимо коефіцієнт форми зубів шестерні й колеса (табл.6)

ZF – коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач (формула 32)

де KFβ=1,13–коефіцієнт нерівномірного навантаження зубів(табл. 13); Y – коефіцієнт нахилу зуба (формула 33); εα = 1,7 – коефіцієнт торцевого перекриття.

Напруга згину в зубцях шестерні

;

у зубцях колеса

Умови міцності дотримуються.

1.7.Перевірний розрахунок передачі на згин при дії
максимального навантаження.

Визначаємо максимальну розрахункову напругу згину за формулою (41):

для зубів шестерні

;

для зубів колеса

Умови міцності дотримуються.

Візьмемо остаточно параметри передачі: Z1=24; Z2=118;

m=2,5мм; =93336; d1=60,846 мм; da1=65,846 мм; df1=54,596 мм

d2=299,158 мм; da2=304,158 мм; df2=292,908 мм; b1=70 мм; b2=65 мм;

aw= (d1+d2)/2 = (60,846+299,158)/2 = 180,02 мм.

1.8. Визначення діаметрів ведучого та веденого валів

Орієнтовно діаметри ведучого та веденого валів визначаємо за формулами (44) :

Приймаємо db1= 32 мм.

Приймаємо db2= 58 мм.

Якщо відношення , то шестерню виготовляємо разом з валом, якщо ні – то окремо від вала.

де МПа – допустима напруга на крутіння.

В нашому випадку шестерня виконується окремо від вала.

1.9.Вибір шпонки й перевірка міцності шпоночного з’єднання.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

за ГОСТ 23360-78 вибираємо призматичні шпонки з округляючими торцями залежно від діаметра вала (таблиця 16).

Довжину шпонки приймаємо на 5…10 мм менше довжини маточини насаджуваної деталі й погоджуємо із стандартним рядом довжин.

Вибрану шпонку перевіряємо і результати розрахунків зводимо в

таблицю.

Вал	d валу, мм	Розмір шпонки	Обертаючий момент, Нм	, МПа
Ведучий	32,0	10x8x65	97,2	зм=(2x97,2x103)/32x(8-5)x(63-10)=38,2 МПа
Відомий	58,0	18x11x60	467	зм=(2x467x103)/58x(11-7)x(56-18)=105,9 МПа

Допустима напруга на зминання для сталі зм=100…150 МПа.

У всіх випадках умова міцності виконана.

2. Приклад розрахунку прямозубої конічної передачі

Розрахувати прямозубу конічну передачу одноступінчатого редуктора з привода стрічкового конвеєра за схемою (рис. 2) за такими даними: потужність на веденому валу привода Рз=4,7 кВт; частота обертання веденого вала привода ; строк служби передачі t=10000 год.; передача нереверсивна; навантаження стале, збільшується у 2 рази.

Рис. 2

2.1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок.

Визначаємо загальний к.к.д. привода (таблиця 2):

де 1=0,96 – к.к.д. клинопасової передачі ;

2=0,96 – к.к.д. зубчатої конічної передачі;

3=0,99 – к.к.д. муфти;

4=0,99 – к.к.д. однієї пари підшипників кочення.

Потужність на ведучому валу привода:

кВт.

Вибираємо електродвигун, потужність якого повинна бути РдP1.

Беремо з табл. 3 потрібний електродвигун 4А132С2У3:

Визначаємо загальне передаточне число привода

Розбиваємо загальне передаточне число привода на передаточні числа окремих передач.

Приймаємо up =4 (п.4), то uк ===2,47.

Передаточне число клинопасової передачі uK=2...3. Приймати uK>3 не рекомендується, так як ведений шків буде виступати за габарити редуктора.

Частота обертання і крутний момент:

на валу двигуна -

на валу шестерні -

на валу колеса -

2.2. Розрахунок конічної передачі.

За даними табл. 1 вибираємо для шестерні й колеса сталь 40ХН (поковка); термообробка-поліпшення. Для шестерні при діаметрі заготовки до 100 мм b1=850 МПа; T1=600 МПа; НВ1 230...300; T2=580 МПа; НВ2 241.

Визначимо допустиму контактну напругу для шестерні (формула 14)

де границя контактної витривалості поверхні зубців

База випробувань для матеріалу шестерні (табл. 10)

Еквівалентне число циклів навантаження зубців шестерні (формула 18)

Відношенню відповідає коефіцієнт довговічності KHL1=0,9 (табл. 11). Коефіцієнт запасу для зубців з однорідною структурою матеріалу SH1=1,1.

Допустима контактна напруга для зубців шестерні:

Визначаємо допустимі контактні напруги для колеса (формула 15)

де границя контактної витривалості поверхні зубців (формула 17)

База випробувань для матеріалу колеса (табл. 10)

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса (формула 18)

Відношенню відповідає коефіцієнт довговічності КНL2=0,95 (табл. 11). Коефіцієнт запасу для зубців колеса з однорідною структурою матеріалу SH2=1,1.

Допустима контактна напруга для зубців колеса

Визначаємо допустиму контактну напругу передачі (формула 19)

Перевіряємо умову за формулою (19)

тобто умова виконана.

Визначаємо допустиму максимальну контактну напругу для шестерні та колеса (формула 42)

Визначаємо допустиму напругу на згин для зубців шестерні (формула 34)

де границя витривалості при згині для бази випробувань NF01=4106 (формула 36)

Еквівалентне число циклів навантаження зубців шестерні (формула 38)

Оскільки NFE1=235106>NF01=4106, приймаємо KFL1=1. Коефіцієнт запасу SF1=1,75.

Допустима напруга на згин для зубців шестерні

Визначаємо допустиму напругу на згин для зубців колеса (формула 35)

де границя витривалості при згині для бази випробувань NF02=4106 (формула 37)

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса (формула 38)

Якщо NFE2=58,7106>NF02=4106, то коефіцієнт довговічності KFL2=1. Коефіцієнт запасу SF2=1,75.

Допустима напруга на згин для зубців колеса

Визначаємо допустиму максимальну напругу на згин для шестерні та колеса (формула 43)

2.3.Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо зовнішній ділильний діаметр конічного колеса (формула 3):

де Eзв=2,1105 МПа – зведений модуль пружності для стальних коліс; Н=0,85 – дослідний коефіцієнт; КН=1,11 – коефіцієнт концентрації навантаження при роликових опорах (табл. 4).

Зовнішній ділильний діаметр колеса

Приймаємо число зубців шестерні Z1=20 (рекомендується Z1=18...24), тоді число зубців колеса Z2=Z1 u=204=80.

Зовнішній модуль зубців (формула 24)

Приймаємо стандартне значення модуля me=5 мм (п. 18).

Тоді зовнішній ділильний діаметр колеса

що відповідає стандарту (табл. 12).

Зовнішня конусна відстань (формула 20)

Ширина зубчатих вінців (формула 21)

де Kbe=0,285 – коефіцієнт ширини зубчатих вінців.

За стандартом беремо b=60 мм (табл. 12).

Середній модуль зубців

Середній ділильний діаметр шестерні

Колова швидкість зубчатих коліс і ступінь точності передачі

Призначаємо 8-ий ступінь точності (табл.7)

2.4.Перевірний розрахунок передачі на контактну витривалість

Визначаємо розрахункові контактні напруги (формула 6)

де KH – коефіцієнт навантаження передачі:

KH=1,11 – коефіцієнт концентрації навантаження при роликових опорах (табл. 4); KHV=1,09 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3); KHα=1,07 – коефіцієнт нерівномірності навантаження зубців (табл.8).

KH =1,111,091,07=1,29.

Відхилення розрахункового контактної напруги від допустимої становить 1,7%, що менше ніж від допустимих 4%.

Умови міцності виконуються.

2.5.Перевірний розрахунок зубців на контактну міцність при дії

максимального навантаження.

Визначаємо розрахункову максимальну контактну напругу (формула 40)

де задано.

Умови міцності дотримуються.

2.6.Перевірний розрахунок зубців на міцність при згині.

Визначаємо розрахункове напруження згину (формула 27)

де KF – коефіцієнт навантаження передачі:

KF – коефіцієнт концентрації навантаження:

KFV=1,24 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 5).

KF=1,22 – коефіцієнт нерівномірності навантаження зубів (табл.8)

KF=1,1651,24·1,22=1,76.

Визначаємо еквівалентні числа зубців шестерні й колеса

де 1 i 2 – кути початкових конусів шестерні та колеса:

Знаходимо коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса

(пункт 20;табл.15)

Напругу згину в зубцях шестерні та колеса

Умови міцності дотримуються.

2.7.Перевірний розрахунок зубців на згин дії максимального навантаження.

Визначаємо розрахункову максимальну напругу згину для зубців шестерні та колеса (формула 41)

Умови міцності дотримуються.

Приймаємо і визначаємо інші геометричні параметри передачі:

Z1=20; Z2=80; mе=5 мм; Rе=206,16 мм;

b=60 мм; ;

Зовнішні ділильні діаметри шестерні та колеса

Зовнішні діаметри вершин зубців шестерні та колеса

Зовнішні діаметри впадин зубців шестерні та колеса

Зовнішня висота головки зубця

Зовнішня висота ніжки зубця

Зовнішня висота зубця

Радіальний зазор

Кут профілю зубців .

Кут головки та ніжки зубців

Кут конуса вершин зубців шестерні та колеса

Кути конуса впадин зубців шестерні та колеса

2.8.Визначення діаметрів ведучого та веденого валів

Орієнтовно діаметри ведучого та веденого валів (формули 44)

Приймаємо db1= 35 мм.

Приймаємо db2= 55 мм.

Якщо відношення ,то шестерню виготовляємо разом з валом, якщо ні - то окремо від вала.

Де МПа – допустима напруга на крутіння.

В нашому випадку шестерня виконується окремо від вала.

2.9.Вибір шпонки й перевірка міцності шпоночного з’єднання.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

За ГОСТ 23360-78 вибираємо призматичні шпонки з округляючими торцями залежно від діаметра вала (табл.16).

Вибрану шпонку перевіряємо і результати розрахунків зводимо в таблицю.

Вал	d валу, мм	Розмір шпонки	Обертаючий момент, Нм	, МПа
Ведучий	35,0	18x8x	97,2	зм=(2x97,2x103)/32x(8-5)x(63-10)=38,2 МПа
Відомий	55,0	16x10x60	467	зм=(2x467x103)/58x(11-7)x(56-18)=105,9 МПа

Допустима напруга на зминання для сталі зм=100…150 МПа.

У всіх випадках умова міцності виконана.

ВАРІАНТИ ЗАВДАНЬ

Схема 1

Варіанти

Величини

Р3, кВт

n3, об/хв

Варіанти

Величини

Р3, кВт

n3, об/хв

Схема 2

Варіанти

Величини

Р3, кВт

4,8

4,6

4,4

4,2

3,8

3,6

3,4

3,2

2,8

n3, об/хв

102

108

114

Варіанти

Величини

Р3, кВт

2,6

2,4

2,2

5,2

5,4

5,6

5,8

6,2

6,4

6,6

n3, об/хв

108

102

Схема 3

Варіанти

Величини

Р3, кВт

3,2

3,4

3,6

3,8

4,2

4,6

4,8

5,2

5,4

n3, об/хв

102

Варіанти

Величини

Р3, кВт

5,6

5,8

6,2

6,4

6,6

6,8

7,2

7,6

7,8

n3, об/хв

Схема 4

Варіанти

Величини

Р4, кВт

n4, об/хв

Варіанти

Величини

Р4, кВт

n4, об/хв

Схема 5

Варіанти

Величини

Р3, кВт

7,5

8,5

9,5

10,5

11,5

12,5

n3, об/хв

102

108

114

120

123

126

129

132

135

141

Варіанти

Вели-чини

Р3, кВт

13,5

14,5

15,5

16,5

17,5

18,5

19,5

n3, об/хв

138

135

129

126

123

120

117

114

111

108

105

102

Схема 6

Варіанти

Величини

Р3, кВт

4,5

5,5

6,5

7,5

8,5

9,5

n3, об/хв

105

111

114

120

126

129

132

138

144

Варіанти

Величини

Р3, кВт

10,5

11,5

12,5

13,5

14,5

15,5

16,5

n3, об/хв

141

138

132

129

126

120

114

111

105

Додаток 1

Додаток 2

Додаток 3

Додаток 4

Література:

Баласанян Р.А. Атлас деталей машин:Навчальний посібник.– Харків: Основа, 1996.-300 с.
Малащенко В.О.,Янків В.В. Деталі машин: Навчальний посібник – Львів: Новий Світ-2000,2004.-229 с.
Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин: Підручник. – К.: Вища школа, 1987.-555 с.
Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов:Учебное пособие. – К.: Вища школа, 1990.- 151 с.

Зміст

Загальні відомості про зубчаті передачі ...............................................3

1. Приклад розрахунку циліндричної косозубої

передачі .........................................................................................21

2. Приклад розрахунку прямозубої конічної

передачі ....……………………………………………...............32

Варіанти завдань ..............................................................................….42

Додатки (1-4) ....................................................................…………….48

Література ..............................................................................................52

Навчальне видання

Методичні вказівки до виконання завдання “Розрахунок циліндричної косозубої та конічної прямозубої передачі” з курсу “Теорія механізмів і машин та деталі машин ” для студентів напряму “Гірництво” денної та заочної форм

Навчання.

УКЛАДАЧІ : Рудь Юрій Савелійович

Бурдо Юлій Йосипович

Маліновська Софія Ізраілівна

Реєстрац. № ________

Підписано до друку _________________________2006 р.

Формат _________А5_____________

Обсяг __________53___________ стор.

Тираж ________________________ прим.

Видавничий центр КТУ, вул. XXII партз’їзду, 11,

м. Кривий Ріг

1. флешці Кожне завдання готується в окремому файлі
2. Роспечать и магазина цветов Аленький цветочек 18-40 Факультеты Евразии и Востока и
3. Радиолитература
4. Преступление как форма разрешения конфликта
5. I. ДРЕВНИЕ ОТСТУПНИЧЕСТВА ИЗРАИЛЯ ГЛАВА II.html
6. Задача Баллы 1
7. Бизнес-план создания Интернет-Провайдерп ООО MSP Finally Free
8. Задание на проект
9. Тема- Общественное производство и экономические отношенияПроцесс непрерывно повторяющегося хозяйственного
10. Основы комплексной автоматизации и проектирования ЭВМ

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе

з курсу ldquo;Теорія механізмів і машин та деталі машинrdquo; для студентів напряму ldquo;Гірництвоrdquo; денної т

Поможем написать учебную работу

Выберите тип работы:

Розглянуто

на засіданні кафедри теоретичної та прикладної механіки

Загальні відомості про зубчаті передачі

НВ 230...280

Стальне литво

Елемент привода

Методичні вказівки до розрахунку зубчатих передач на контактну витривалість

Коефіцієнт ширини зубчатих коліс по діаметру

Розрахунок зубчатих передач на витривалість за напругами згину

Методичні вказівки до розрахунку зубчатих передач

на витривалість за напругами згину

Розрахунок зубчатих передач на статичну міцність при короткочасних перевантаженнях

Методичні вказівки до розрахунку на статичну міцність

1. Приклад розрахунку циліндричної косозубої передачі

1.4. Основні розміри шестерні та колеса

1.9.Вибір шпонки й перевірка міцності шпоночного з’єднання.

2. Приклад розрахунку прямозубої конічної передачі

Потужність на ведучому валу привода:

2.4.Перевірний розрахунок передачі на контактну витривалість

2.9.Вибір шпонки й перевірка міцності шпоночного з’єднання.

Розрахунок зубчатих передач на витривалість
за напругами згину