Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

Департамент научно- технологической политики и образования

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Ярославская государственная сельскохозяйственная академия»

инженерный факультет

кафедра «Технический сервис»

Курсовая работа

по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

по теме: «Проектирование привода подъемно-транспортирующей машины, состоящего из открытой _______________ передачи и одноступенчатого ______________ редуктора

Пояснительная записка

КП.ДМ.____.00.000.ПЗ

Проект защищён Выполнил: студент очной

с оценкой___________ формы обучения профиля

«__» __________20__г. «Технический сервис в АПК»

группы И – _______

Учебный шифр _________

______________________

«__» _________20____г.

Проверил: ст. преподаватель

Буликова Е.В.

«__» __________20__г.

Ярославль 2014

Содержание

	Введение	5
1	Задание на проектирование
2	Кинематический и силовой расчет привода
2.1	Выбор электродвигателя
2.2	Разбивка общего передаточного отношения привода по ступеням
2.3	Определение кинематических и силовых параметров для каждого вала привода
3	Расчет зубчатых передач на прочность
3.1	Выбор материалов и допускаемых напряжений
3.2	Конструирование зубчатых колес
4
4.1
4.2	Проверочный расчет червячной передачи по контактным напряжениям
4.3	Проверка прочности зубьев червячного венца на изгиб
4.4	Конструирование червячной передачи
5	Расчет валов
5.1	Проектный расчет и конструирование валов
7	Смазка редуктора
8	Выбор муфты

Введение

Непосредственное соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов совпадают, например, в приводах центробежных насосов, компрессоров, вентиляторов и пр. для привода медленно вращающихся валов необходима специальная понижающая передача. При выборе оптимального типа передачи нужно учитывать множество факторов: энергетическую характеристику, эксплуатационные условия, закон изменения нагрузки во времени, срок службы, требования к габаритам и массе и т.п. В большинстве случаев такая передача осуществляется в виде редуктора – механизма, состоящего из зубчатых и/или червячных передач. Настоящее пособие позволяет рассчитать 10 типичных конструкций редукторов. Двухступенчатые:цилиндрический рядный, цилиндрический соосный, цилиндрический с раздвоением мощности на ведущем валу, коническо-цилиндрический и червячно-цилиндрический. Одноступенчатые: цилиндрический (прямозубый или косозубый), конический, червячный с верхним или нижним расположением червяка. При выполнении проекта следует заполнять расчётами только те разделы, которые соответствуют полученному заданию. В случае необходимости выполнения дополнительных расчётов, они размещаются на оборотной стороне листа или на дополнительных листах.

1 Задание на проектирование

Спроектировать привод подъемно-транспортирующей машины сельскохозяйственного назначения с одноступенчатым __________________

редуктором (укажите тип редуктора) по следующим данным:

– мощность на выходном валу редуктора P_вых = _____ кВт;

– частота вращения выходного вала редуктора n_вых = _____ с^-1;

– срок службы L_h= ______ час;

– передача реверсивная, нереверсивная (необходимое подчеркнуть).

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.1.

1 – электродвигатель; 2 – открытая передача; 3 – редуктор; 4 – муфта.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

Кинематическая схема редуктора представлена на рисунке 1.2(см.приложение А).

Рисунок 1.2 – Кинематическая схема редуктора

2 Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя необходимо знать:

– условия эксплуатации;

– требуемую мощность;

– частоту вращения вала.

В соответствии с этими данными электродвигатель выбирают по каталогу или соответствующему ГОСТу. Для условий эксплуатации, соответствующих данным курсового проекта, рекомендуется выбирать трёхфазные асинхронные двигатели серии 4А. Они наиболее универсальны. Закрытое обдуваемое исполнение позволяет применять их для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.п. Необходимую мощность электродвигателя определяют по формуле:

где η– общий КПД, равный произведению КПД всех элементов привода:

где η₁ – КПД зубчатой или червячной передачи редуктора,η₁ = ;

η₂ – КПД открытой передачи,η₂ = ;

η₃ – КПД муфтыη₃ = ;

η₄– КПД одной пары подшипников каченияη₄ = ;

m – количество пар опор (валов),m = .

Значения КПД передач различного типа приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1– Значения КПД механических передач

Тип передачи	Закрытая	Открытая
1.Зубчатая:
- цилиндрическая	0,96…0,97	0,93…0,95
- коническая	0,95…0,97	0,92…0,94
2.Червячная при передаточном числе u:
- свыше 30	0,70…0,75
- от14 до 30	0,80…0,85
- от 8 до 14	0,85…0,95
3.Цепная	0,95…0,97	0,90…0,93
4. Ременная:
- плоским ремнем		0,96…0,98
- клиновым ремнем		0,95…0,97
Примечания Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэффициентами: для одной пары подшипников качения ηпк= 0,99…0,995; для одной пары подшипников скольженияηпс= 0,98…0,99 Потери в муфте принимаются ηм≈ 0,98

Необходимая мощность электродвигателя согласно формуле 1.1

кВт

Номинальная мощность двигателя выбирается по величине, ближайшей большей, к требуемой мощности Р_тр (см. таблицуГ6).

Каждому значению номинальной мощности соответствует несколько типов размеров двигателей с частотами вращения, синхронными 50с^-1(3000 об/мин); 25с^-1(1500 об/мин); 16,7 с^-1(1000 об/мин); 12,5 с^-1(750 об/мин). Следует учитывать, что двигатели с большей частотой вращения (50 с^-1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкой частотой вращения (12,5 с^-1) довольно металлоемки, поэтому их применение нежелательно в приводах общего назначения малой мощности.

Технические данные и основные размеры двигателей приведены в таблицах Г6 и Г7.

Выбираем электродвигатель:

Двигатель 4А_______ ГОСТ 19523-81

Характеристика двигателя:

– мощность Р =____кВт;

– синхронная частота вращения n_с = _____с^-1;

– коэффициент скольжения S = ______ %.

2. Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nк частоте вращения приводного вала рабочей машины:

Номинальная частота вращения двигателя

n = n_с∙(1 - S), с^-1,

где S– коэффициент скольжения;

n = ________________ = ______с^-1,

n_рм– частота вращения приводного вала рабочей машины.

–––––= _____

Передаточное число привода равно произведению передаточных чисел закрытой u_pи открытойu_оппередач:

u = u_p∙ u_оп.

Для того, чтобы габариты передачи не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых средних значений передаточных чисел закрытой и открытой передач, по возможности не доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях.

Разбивка передаточного числа привода должна обеспечить компактность каждой ступени передачи и соразмерность ее элементов.

Передаточные числа редукторов рекомендуется брать в соответствии с ГОСТ 2185-70, ГОСТ 12289-76 и ГОСТ 2144-75 (таблица 2.2).

Таблица 2.2– Значения передаточных чисел механических передач

Закрытые зубчатые передачи (редукторы): - одноступенчатые цилиндрические (ГОСТ 2185-70)
1 ряд		1		1,25		1,6			2		2,5			3,15		4		5			6,3		8		10
2 ряд		1,12		1,4		1,8			2,24		2,8			3,55		4,5		5,6			7,1		9		11,2
- одноступенчатые конические (ГОСТ 12289-76)
1 ряд	1		1,25				1,6			2			2,5		3,15				4			5				6,3
2 ряд	1,12		1,4				1,8			2,24			2,8		3,55				4,5			5,6
Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков z1=1; 2; 4 (ГОСТ 2144-75)
1 ряд	8				10			12,5				16					20			25				31,5
2 ряд	11,2				14			18				22,4					28			35,5
Цепные передачи: от 2 до 4 Ременные передачи: от 2 до 3
Примечание – значение 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда

Принимаем передаточное число редуктора u_p = _____ , тогда передаточное число открытой передачиu_оп = u/ u_p = _____ / _____ = _____

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на всех валах привода по требуемой мощности двигателя Р_три его номинальной частоте вращения при установившемся режиме.

Вал двигателя:

– мощность Р=Р_тр = _____ кВт;

– частота вращения n = _____ с^-1;

– угловая скорость ω = 2∙π∙n= _______________= ____ с^-1;

– вращательный момент Т = (Р_тр ∙10³)/ω = ______________= _____ Нм.

Быстроходный вал редуктора:

– мощность Р₁ = Р_тр∙η₂∙η₄ = _________________ = ______кВт;

– частота вращения n₁ = n/u_оп = ________________ = _____ с^-1;

– угловая скорость ω₁ = ω/u_оп = _______________= _____ с^-1;

– вращательный момент Т₁ = Т∙u_оп∙η₂∙η₄ = ______________= _____ Нм.

Тихоходный вал редуктора:

– мощность Р₂ = Р₁∙η₁∙η₄ = _________________ = ______кВт;

– частота вращения n₂ = n₁/u_р = ________________ = _____ с^-1;

– угловая скорость ω₂ = ω₁/u_р = _______________= _____ с^-1;

– вращательный момент Т₂ = Т₁∙ u_р∙η₁∙η₄ = ______________= _____ Нм.

Вал рабочей машины:

– мощность Р₃ = Р₂∙η₃∙η₄ = _________________ = ______кВт;

– частота вращения n₃ = n₂ = _____ с^-1;

– угловая скорость ω₃ = ω₂ = _____ с^-1;

– вращательный момент Т₃ = Т₂∙ u_р∙η₃∙η₄ = ______________= _____ Нм.

Результаты расчета кинематических и силовых параметров привода рекомендуется представить в виде таблицы (таблица 2.3).

Таблица 2.3 – Кинематические и силовые параметры привода

Тип двигателя…				Рном= … кВт; nном= … с^-1(……об/мин)
Параметр	Передача			Параметр		Вал
	закрытая (редуктор)	открытая	двигателя			редуктора			приводной рабочей машины
						быстро-ходный	тихо-ходный
Передаточ-ное число u			Расчетная мощность Р, кВт
			Угловая скорость ω, с^-1
КПД η			Частота вращения n, с^-1
			Вращающий момент Т, Н∙м

3 Расчет цепной передачи

3.1 Исходные данные и расчетная схема

Исходные данные:

– передаточное отношение u_оп =_____;

– передаваемая мощность ведущей звездочки Р =_____ кВт;

– частота вращения ведущей звездочки n =_____ с^-1;

– частота вращения ведомой звездочки n₁=_____ с^-1;

– вращающий момент на ведущей звездочке Т = _____ Нм;

– режим работы передачи – _______________;

– условия смазывания цепи – ______________;

– угол наклона линии центров β =0º.

Расчетная схема цепной передачи представлена на рисунке 3.1.

1 – ведущая звездочка; 2 – цепь; 3 – ведомая звездочка

Рисунок 3.1 – Расчетная схема цепной передачи

3.2 Расчет основных параметров передачи

Цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения ведомого вала. Для этой цели наиболее распространены приводные роликовые цепи однорядные (ПР).

Характеристики цепей приведены в таблице 3.1.

Число зубьев ведущей звездочки

.

Исходя из рекомендаций принимаем z₁=_____.

Исходя из рекомендаций, принимаем z₂ = ______.

Таблица 3.1–Цепи приводные роликовые однорядные ПР (ГОСТ 13568-75)

t, мм	b3, мм	d1, мм	d3, мм	h, мм	b7, мм	Q, кН	q, кг/м	Aoп, мм^2
9,525	5,72	3,28	6,35	8,5	17	9,1	0,45	28,1
12,7	7,75	4,45	8,51	11,8	21	18,2	0,75	36,6
15,875	9,65	5,08	10,16	14,8	24	22,7	1,0	54,78
19,05	12,7	5,94	11,91	18,2	33	31,8	1,9	105,8
25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	39	60,0	2,6	179,7
31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	46	88,5	3,8	262
38,1	25,4	11,1	22,23	36,2	58	127,0	5,5	394
44,45	25,4	12,7	25,4	42,4	62	172,4	7,5	473
50,8	31,75	14,27	28,58	48,3	72	226,8	9,7	646
Примечания 1 Расшифровка буквенных обозначений: t– шаг цепи; b3– расстояние между внутренними пластинами цепи; d1– диаметр валика; d3– диаметр ролика; h– высота пластины; b7– длина валика; Q – разрушающая нагрузка; q– масса одного метра цепи; Аоп– проекция площади опорной поверхности шарнира. 2 Пример условного обозначения однорядной цепи нормальной серии с шагом 9,525 мм, с разрушающей нагрузкой 9,1 кН: Цепь ПР-9,525-9100 ГОСТ 13568-75

Требуемый шаг цепи

где T– вращающий момент на ведущей звездочке;

m– число рядов цепи;

[р]– допускаемое давление в шарнирах, в предварительных расчетах[р]=20 мПа, [2];

К_э– коэффициент эксплуатации.

где К_д− коэффициент динамической нагрузки (см. таблицу 3.2),К_д =_____ ;

К_β – коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров к горизонту (см. таблицу 3.3),К_β = _____;

К_см – коэффициент, учитывающий способ смазки (см. таблицу 3.4),

К_см = _____;

К_рег– коэффициент, учитывающий способ регулирования (см. таблицу 3.5),К_рег= _____;

К_р– коэффициент, учитывающий режим работы (см. таблицу 3.6),

К_р= _____.

Таблица 3.2 – Значения коэффициента динамической нагрузки К_Д

Характер нагрузки	КД
Спокойная	1
С умеренными толчками	1,25
Со значительными толчками	2

Таблица 3.3 – Значения коэффициента К_β

Угол наклона	Кβ
до 60^0	1
свыше 60^0	1,25

Таблица 3.4 – Значения коэффициента К_см

Способ смазки	Ксм
Картерный	0,8
Непрерывный	1
Периодический	1,4

Таблица 3.5 – Значения коэффициента К_рег

Характер регулирования	Крег
Передвигающимися опорами	1
Нажимными звездочками	0,8
Нерегулируемые передачи	1,25

Таблица 3.6 – Значения коэффициента К_Р

Режим работы	КР
Односменная	1
Двухсменная	1,25
Трехсменная	1,5

Полученное значение шага цепи округляют в большую сторону согласно ГОСТ 13568-75.

Выбираем цепь: Цепь ПР −_____−_______ ГОСТ 13568−75

Скорость цепи

, м/с,

Окружная сила

, H

Давление в шарнирах

где [р]– допускаемое давление в шарнирах (таблица 3.7),[р]= _______

Таблица 3.7– Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [p], МПа

Шаг цепи t, мм	Частота вращения малой звездочки n, с^-1
	0,83	3,33	6,67	10	13,3	16,67	20	26,67
12,7; 15,875	35	31,5	28,5	26	24	22,5	21	18,5
19,05; 25,4	35	30	26	23,5	21	19	17,5	15
37,75; 38,1	35	29	24	21	18,5	16,5	15	-
44,45; 50,8	35	26	21	17,5	15	-	-	-

Если условие p ≤ [p] не выполняется, следует просчитать варианты:

а) с цепью большего шага;

б) с увеличением рядов цепи.

Оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи

Межосевое расстояние в шагах

Число звеньев цепи

Принимаем число звеньев L_t=______.

Уточнённое значение межосевого расстояния

Принимаем

Фактическое межосевое расстояние

Длина цепи

Диаметр делительных окружностей звездочек

Диаметры окружностей выступов звездочек

где d₃− диаметр ролика (см. таблицы 3.1 и 3.2),d₃ = ______

______ мм

Диаметры окружностей впадин звездочек

_______ мм

________ мм

4.3 Расчет нагрузки на валы

Центробежная сила

где q –масса одного метра цепи (таблицы 3.1 и 3.2),q = ______.

Сила от провисания цепи

где К_f – коэффициент провисания цепи (таблица 3.8),К_f = ______.

Таблица 3.8 – Значения коэффициента провисания цепи К_f

Расположение линии центров	Кf
Горизонтальная передача	6
Угол наклона <45^0	3
Вертикальная передача, 90^0	1

Нагрузка на валы определяется по формуле

где К_b− коэффициент нагрузки (таблица 3.9),К_b=______.

По этой формуле в расчет принимается большая из сил F₀ или F_v.

Таблица 3.9 – Значения коэффициента нагрузки К_b

Расположение линии центров	Кb
β<40^0	1,15
90^0<β<40^0	1,05
Примечание: при ударной нагрузке Кb увеличивают на 15%

Результаты расчета цепной передачи представлены в таблице 3.10.

Таблица 3.10 – Результаты расчета цепной передачи

Параметр	Значение
Частота вращения ведущей звездочки n, c^-1
Тип цепи
Шаг цепи t, мм
Межосевое расстояние а, мм
Длина цепи L, мм
Число звеньев Lt
Число зубьев звездочки: – ведущей z1 – ведомой z2
Сила давления цепи на вал Fb, H
Диаметр делительной окружности звездочек, мм: – ведущей d1 – ведомой d2
Диаметр окружности выступов звездочек, мм: – ведущей da1 – ведомой da2
Диаметр окружности впадин звездочек, мм: – ведущей df1 – ведомой df2
Давление в шарнирах цепи р, МПа

4 Расчет плоскоременной передачи

Для ременных передач расчёт по тяговой способности является основным расчетом.

Проектный расчёт передачи сводится к определению толщины ремня и геометрических параметров передачи (диаметры шкивов, межосевое расстояние).

4.1 Исходные данные и расчетная схема

Исходные данные:

– передаваемая мощность на ведущем шкиве Р= _____ кВт;

– частота вращения ведущего шкива n = ______ с^-1;

– частота вращения ведомого шкива n₁ = ______с^-1;

– вращающий момент на ведущем шкиве Т = ______ Нм;

– передаточное отношение плоскоременной передачи u_оп = ______;

– геометрическое расположение передачи в пространстве (угол наклона линии центров) β = _____;

– режим работы передачи – __________________.

Расчётная схемапредставлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1

4.2 Расчёт основных параметров передачи

Определяем диаметр ведущего шкива:

Полученный диаметр округляем до стандартного значения.

Принимаем =_______мм.

Определяем диаметр ведомого шкива

,

где - коэффициент проскальзывания,=0,01.

.

Полученный размер округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383-73: 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000 и т.д.

_{Принимаем}

Уточняем передаточное число

Проверяем отклонение от заданного передаточного числа

Определяем межосевое расстояние

Полученное значение межосевого расстояния округляют до значения из стандартного ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 (см. таблицу Г1).

Принимаем а= ________мм.

Определяем угол обхвата ремнём меньшего шкива

Определяем длину ремня

Полученное значение межосевого расстояния округляют до значения из стандартного ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 (см. таблицу Г1).

Принимаем L=________мм.

Определяем скорость ремня

,

где = 25 м/с.

Определяем частоту пробегов ремня

,

где - допустимая частота пробегов,= 15.

.

Выполнение этого неравенства условно выражает долговечность ремня и гарантирует срок службы передачи от 1000 до 5000 ч.

Определяем толщину ремня

Выбираем шаг и ширину ремня:

Ремень БКЛН-65 с толщиной одной прокладки .

4.3 Расчёт нагрузки на валы

Определяем допустимую нагрузку на 1 мм ширины прокладки

,

где - коэффициент угла обхвата,=________, [2, таблица 5.3.2];

- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

;

- коэффициент режима работы, =0,9 [1, таблица 5.3.2];

- коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров к горизонту, =_____ [1, таблица 5.3.4].

Определяем число прокладок в ремне

Определяем ширину ремня

,

где - окружная сила, Н

.

Ширину ремня округляем в большую сторону до стандартного значения. Принимаем b=_________мм.

Определяем предварительно натяжение ремня

,

где - напряжение от предварительного натяжения,=1,8МПа [1, таблица 5.3.1]

Определяем натяжение ветвей ремня:

- ведущей ;

_- ведомой

_{Определяем напряжение в ведущей ветви от действия силы}

Определяем напряжение изгиба ремня

где E– модуль упругости материала ремня,E=60МПа

Определяем нагрузки от действия центробежных сил

_где - плотность материала ремня,=1100 кг/м

.

Определяем суммарное напряжение в ремне

где - максимально допустимое напряжение в ремне,=_____МПа

[2, таблица 5.3.1].

.

Определение силы давления на валы

Результаты расчетов открытой плоскоременной передачи представлены в таблице 3.

Таблица 3

Параметры	Значения
Тип ремня
Межосевое расстояние, aмм
Толщина ремня, мм
Ширина ремня, l мм
Длина ремня L, мм
Угол обхвата ведущего шкива, , град
Частота пробегов ремня, u, с
Диаметр ведущего шкива , мм
Диаметр ведомого шкива, , мм
Максимальное напряжение , МПа
Предварительное напряжение ремня, , Н
Сила давления ремня на вал, , Н

5 Расчет клиноременной передачи

Клиноременные передачи широко применяются в приводах различных машин, механизмов, станков и т.д.

Расчёт клиноременных передач ведётся из условий тяговой способности и долговечности.

5.1 Исходные данные и расчетная схема

Исходные данные:

– передаваемая мощность на ведущем шкиве Р= _____ кВт;

– частота вращения ведущего шкива n = ______ с^-1;

– частота вращения ведомого шкива n₁ = ______с^-1;

– вращающий момент на ведущем шкиве Т = ______ Нм;

– передаточное отношение плоскоременной передачи u_оп = ______;

– геометрическое расположение передачи в пространстве (угол наклона линии центров) β = _____;

– режим работы передачи – __________________.

Расчётная схемапредставлена на рисунке 5.1.

Рисунок 5.1

5.2 Расчет основных параметров клиноременной передачи

Расчет клиноременной передачи начинают с выбора сечения ремня. Сечение ремня выбирают по номограмме, представленной на рисунке 5.2, в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения ведущего шкива.

Клиновые ремни нормального сечения Z(0) применяют только для передач мощностью до 2 кВт.

n, с^-1(об/мин)

52,5(3150)

33,3(2000) А

20,8(1250) Б

13,3(800) В

8,3(500)

Г

5(300)

3,3(200) 2 3 5 8 12 20 30 50 Р, кВт

Рисунок 5.2 – Номограмма для выбора сечения клинового ремня

Диаметр ведущего шкива определяется по формуле:

, мм.

Полученный диаметр округляют до стандартного значения.

Стандартный ряд диаметров шкивов (ГОСТ 17383-73): 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000 и т.д.

Диаметр ведомого шкива определяется по формуле:

,

где x– коэффициент проскальзывания, для клиноременных передач обычно принимаютx=0,01… 0,02.

Полученный диаметр также округляют до стандартного значения по ГОСТ 17383-73.

Определение основных параметров передачи выполняется в следующей последовательности.

Определяется фактическое передаточное отношение, проверяется его отклонение от заданного

;

.

Межосевое расстояние

2∙(d₁ + d₂) ≥ а ≥ 0,55∙(d₁ + d₂) + h,

где h– высота сечения ремня (таблица 5.1),h= ______.

2∙(______+ ______) ≥ а ≥ 0,55∙(______ + ______) + ______,

Принимаем а =_______мм.

Длина ремня

Полученное значение длины ремня округляют до стандартного.

Стандартный ряд длин клиновых ремней по ГОСТ 1284.1-89: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3350, 3550, 4000, 4500, и т.д. до 18000.

Таблица 5.1 – Основные параметры клиновых и поликлиновых ремней

Основные размеры
	Обозначение сечения ремня
	Нормальное сечение				Поликлиновое сечение
	Z(0)	A	В(Б)	К		Л	М
bР,мм	8,5	11	14	-		-	-
b0,мм	10	13	17	-		-	-
h,мм	6	8	10,5	2,35		4,85	10,35
y0,мм	2,1	2,8	4,0	-		-	-
площадь сечения А, мм^2	47	81	138	0,5b		(2H-h)	-
предельное значение L,мм	400… 2500	560… 4000	800… 6300	400… 4000		1250... 6000	2000… 6000
р,мм	-	-	-	4,5		4,8	9,5
Н	-	-	-	4		9,5	16,7
Масса 1м длины q, кг/м	0,06	0,105	0,18	0,09		0,45	1,6
Примечания 1. L– расчётная длина ремня на уровне нейтральной линии. 2. r, r1– радиусы закруглений сечений поликлиновых ремней: К(0,2; 0,4), Л(0,4; 0,6); М(0,8; 1,0). 3. Z– рекомендуемое число клиньев сечений поликлиновых ремней: К – 2…36, Л – 4…20, М – 2…20.

Уточненное значение межосевого расстояния по стандартной длине

, мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшенияна0,01∙Lдля того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения необходимо предусмотреть возможность увеличенияна0,025∙L.

Угол обхвата ремнем малого шкива

.

Угол обхвата ремнем малого шкива не должен быть меньше 120⁰.

Скорость ремня

,

где [V] = 25м/с– для клиновых ремней.

Частота пробегов ремня

,

где [U]– допускаемая частота пробегов,[U] = 30 с^-1.

Соотношение U £ [U]условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы передачи от1000до5000ч.

Число ремней

,

где Р– мощность на ведущем валу передачи,кВт;

[Р₀]– допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём,кВт (таблица 5.2);

С_a– коэффициент угла обхвата шкивом малого шкива (таблица 5.3);

С_Z– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (таблица 5.4).

С_L– коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня (таблица 5.5);

С_Р– коэффициент режима работы (таблица 5.6).

Полученное значение Z округляют до целого числа.

Z= _______

Таблица 5.2 – Допускаемая мощность [Р₀], передаваемая одним клиновым ремнём (ГОСТ 1284.3-96) в кВт

Тип ремня	Сечение l0, мм	Диаметр меньшего шкива d1, мм	Скорость ремня V, м/с
			2	3	5	10	15	20	25	30
1	2	3	4	5	6	7	8	9	110	111
Клиновые	Z(0) 1320	63 71 80 90 100 112	– – – – – –	0,33 0,37 0,43 0,49 0,51 0,54	0,49 0,56 0,62 0,67 0,75 0,80	0,82 0,95 1,07 1,16 1,25 1,33	1,03 1,22 1,41 1,56 1,69 1,79	1,11 1,37 1,60 1,73 1,94 2,11	– 1,40 1,65 1,90 2,11 2,28	– – – 1,85 2,08 2,27
	А 1700	90 100 112 125 140 160	– – – – – –	0,71 0,72 0,74 0,80 0,87 0,97	0,84 0,95 1,05 1,15 1,26 1,37	1,39 1,60 1,82 2,00 2,17 2,34	1,75 2,07 2,39 2,66 2,91 3,20	1,88 2,31 2,74 3,10 3,42 3,78	– 2,29 2,82 3,27 3,67 4,11	– – 2,50 3,14 3,64 4,17
	В(Б)	125 140 160 180 200 224	– – – – – –	0,95 1,04 1,16 1,28 1,40 1,55	1,39 1,61 1,83 2,01 2,10 2,21	2,26 2,70 3,15 3,51 3,73 4,00	2,80 3,45 4,13 4,66 4,95 5,29	– 3,83 4,73 5,44 5,95 6,57	– – 4,88 5,76 6,32 7,00	– – 4,47 5,53 6,23 7,07

Таблица 5.3 – Значение коэффициента обхвата ремнем малого шкива С_α

α	180	160	140	120
Сα	1	0,95	0,89	0,82

Таблица 5.4 – Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями С_Z

Z	от 2 до 3	от 4 до 6	свыше 6
СZ	0,95	0,9	0,85

Таблица 5.5 – Значения коэффициента длины ремня С_L

L, мм	Сечение ремня					L, мм		Сечение ремня
	Z(0)	A	В(Б)	С(В)			Z(0)		A	В(Б)	С(В)
400	0,77	–	–	–	1600		1,04		0,99	0,93	–
450	0,80	–	–	–	1800		1,06		1,01	0,95	0,86
500	0,81	–	–	–	2000		1,08		1,03	0,98	0,88
560	0,82	0,79	–	–	2240		1,1		1,06	1,0	0,91
630	0,84	0,81	–	–	2500		1,3		1,09	1,03	0,93
710	0,86	0,83	–	–	2800		–		1,11	1,05	0,95
800	0,90	0,85	–	–	3150		–		1,13	1,07	0,97
900	0,92	0,87	0,82	–	3550		–		1,15	1,09	0,99
1000	0,94	0,89	0,84	–	4000		–		1,17	1,13	1,02
1120	0,95	0,91	0,86	–	4500		–		–	1,15	1,04
1250	0,98	0,93	0,88	–	5000		–		–	1,18	1,07
1400	1,01	0,96	0,90	–

Таблица 3.15 – Значения коэффициента режима работы С_Р

Характер нагрузки	СР
Спокойная	1
С умеренными колебаниями	0,9
Со значительными колебаниями	0,8
Ударная	0,7

5.3.5 Определение силы давления на валы выполняется в следующей последовательности:

– сила предварительного натяжения одной ветви клинового ремня

,

где К– коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы, принимается по таблице 3.16 в зависимости от сечения ремня.

Таблица 5.6 – Значение коэффициента центробежной силы К

Сечение ремня	Z(0)	A	В(Б)	С(В)
К	0,06	0,1	0,18	0,3

– окружная сила

.

– сила давления на валы

.

5.3 Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям

σ_мах = σ₁ + σ_изг + σ_u£ [σ]_р, МПа,

где σ₁– напряжение растяжения в ведущей ветви,МПа,

,

σ_изг– напряжение изгиба в ведущей ветви,МПа;

,

где Е_u– модуль продольной упругости при изгибе, для прорезиненных ремней,Е_u=80…100 МПа;

h– высота сечения клинового ремня (см. таблицу 3.10);

σ_u– напряжения от центробежных сил

σ_u = r∙V²∙10^-6, МПа,

где r– плотность материала ремня, для поликлиновых и клиновых ремней,

r=1250…1400 кг/м³.

σ_u = ______∙_____²∙10^-6 =_________МПа

[σ]_р– допускаемое напряжение растяжения,[σ]_р=10 МПа.

Если в результате расчётов получается σ_мах> [σ]_р,то следует увеличить диаметрd₁ ведущего шкива или выбрать большее сечение ремня и повторить расчёт передачи.

Геометрические размеры шкивов выбираются согласно ГОСТ 20889-88.

Пример условного обозначения шкива для приводных клиновых ремней типа 1 (монолитные с односторонней выступающей ступицей), с сечением А, с тремя канавками, расчётным диаметромd_Р=224 мм, с цилиндрическим посадочным отверстиемd₁=28 мм, из чугуна марки СЧ20 по ГОСТ 1412-85:

Шкив 1А 3.224.28. СЧ20 ГОСТ 20889-88

Канавки шкивов клиноременных передач выполняются по ГОСТ 20889-88 (таблица 5. 7).

Толщина обода

S ≈ 0,005∙d+3, м.

Ширина обода

В = (Z-1)∙e+2∙f, мм.

Шкивы диаметром до 300 мм обычно выполняют с диском толщиной S₁≈(0,8…1)S.Шкивы диаметром более 300 мм выполняют со спицами эллиптического сечения.

Таблица 5. 7 – Размеры канавок шкивов клиноременных передач

Тип ремня	Размер канавок					Угол профиля канавок
	lp	h	h0	f	e	34^0	35^0	38^0	40^0
						Расчётный диаметр d
Z(0)	8,5	7	2,5	8	12	63…71	80…100	112…160	≥180
A	11	8,7	3,3	10	15	90…112	125…160	180…400	≥450
В(Б)	14	10,8	4,2	12,5	19	125…160	180…224	250…500	≥560
С(В)	19	14,3	5,7	17	25,5	200…315	200…315	355…630	≥710

Примеры условных обозначений ремней:

Ремень сечения В(Б) с расчетной длиной 2000 мм, IV класса, эксплуатируемый в районах с умеренным климатом:

Ремень В(Б) – 2000 IV ГОСТ 1284.1-89

Ремень сечения С(В) с расчётной длиной 2500 мм, IV класса, для передач повышенной точности движущихся сельскохозяйственных машин:

Ремень С(В) – 2500 IV ПСХ ГОСТ 1284.1-89.

Результаты расчёта клиноременной передачи рекомендуется представить в виде таблицы (таблица 5. 8).

Таблица 5. 8 – Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Тип ремня
Сечение ремня
Количество ремней, Z
Межосевое расстояниеа, мм
Длина ремняL, мм
Угол обхвата малого шкива a1, град.
Частота пробегов ремня U, с^-1
Диаметр ведущего шкива d1, мм
Диаметр ведомого шкива d2, мм
Максимальное напряжение σMAX, МПа
Предварительное натяжение ремня F0, Н
Сила давления ремня на вал FВ, Н

6 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

6.1 Схема и исходные данные

Расчетная схема цилиндрической зубчатой передачи представлена на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1- Схема цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

– вращающий момент на валу колеса Т₂ = _______Нм;

– передаточное число передачи и_р = _____;

– угловая скорость вала шестерни ω₁ = ________ с^-1;

– угловая скорость вала колеса ω₂ = ________ с^-1;

– конструктивные особенности передачи _________________________;

– режим работы передачи _________________________

6.2 Выбор материалов и допускаемых напряжений

При изготовлении прямозубых зубчатых колёс с твёрдостью зубьев до НВ 350 рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой (нормализация или улучшение) твёрдость поверхности зубьев шестерни НВ₁на 20…30 единиц Бринелля выше, чем НВ₂колеса. В косозубых передачах рекомендуется

НВ₁– НВ₂≥ 70. Рекомендуемые материалы: углеродистые стали 40, 45, 50, 50Г, легированные – 40Х, 45Х, 40ХН, 30ХМА. При изготовлении колёс с твёрдостью НВ более 350 выбор материалов обусловлен видом упрочняющей термической или химико-термической обработки.

Пользуясь данными таблиц 6.1 и 6.2, производится выбор материала, термообработки, назначается твердость зубчатых колес.

Таблица 6.1 – Выбор материала, термообработки и твердости зубчатых колес

Параметр		Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (Р≤2 кВт) и средней мощности (Р≤7,5кВт)			Для передач с непрямыми зубьями при средней мощности (Р≤7,5 кВт)
		Шестерня	Колесо	Шестерня		Колесо
Материал		Стали 35, 45, 35Л, 40Л, 40, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45Л			Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
Термообработка		Нормализация, улучшение			Улучшение+ +закалка ТВЧ		Улучшение
Твёрдость		Н≤350 НВ НВ1ср-НВ2ср=20…50			Н≥45 HRC		Н≤350 НВ
					НВ1ср-НВ2ср≥70.
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NН0; NF0, МПа	[σ]Н0	1,8 НВср+67			14 HRCср+170		1,8 НВср+67
	[σ]F0	1,03 НВср			370 при m≥3 мм		1,03 НВср
					310 при m<3 мм

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ₁назначается больше твёрдости колесаНВ₂.Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твёрдости материалаН ≤ 350НВсоставляетНВ_1ср-НВ_2ср = 20…50;при твердости рабочих поверхностей зубьев колесаН ≤ 350НВ_2ср,а зубьев шестерниН ≥ 350 НВ_1срразность средних твердостей поверхностей зубьев составляет

НВ_1ср- НВ_2ср ≥70.

Таблица 6.2 – Механические характеристики некоторых марок сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес и других деталей

См. отдельный файл 2Таблица 6.31-МУ ДМ (альбомная)

Для шестерни принимаем:

– материал __________________________;

– термообработка _____________________;

– твердость ___________________________.

Для колеса принимаем:

– материал __________________________;

– термообработка _____________________;

– твердость ___________________________.

6.3 Определение допускаемых контактных напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

;

,

где N_H0–число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

выносливости (таблица6.3);

Таблица 6.3 – Число циклов перемены напряжений

Средняя твёрдость поверхностей зубьев	НВср	200	250	300	350	400	450	500	550	600
	HRCср	-	25	32	38	43	47	52	56	60
NH0, млн. циклов		10	16,5	25	36,4	50	68	87	114	143

N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы,

N = 573∙ω∙L_h,

где ω– угловая скорость вала,с^-1;

L_h– срок службы привода,ч,

L_h= L_г ∙ 365 ∙K_г ∙ 24 ∙ K_с ∙ K_см,

гдеK_см,–коэффициент сменного использования, K_см, = 0,8..0,9.

L_h= ____ ∙ 365 ∙_____ ∙ 24 ∙ ____ ∙ _____ = _______ ч

N = 573∙_____∙______ = ______

Для нормализованных или улучшенных колёс 1 ≤ К_HL ≤ 2,6; для колёс с поверхностной закалкой1 ≤ К_HL ≤ 1,8.ЕслиN>N_H0, то принятьК_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

;

,

где [σ]_Н0– допускаемое контактное напряжение (таблица 6.1).

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ]_Н из полученных для шестерни и колеса.

6.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

;

,

где N_F0– число циклов перемены напряжений,N_F0 = 4∙10⁶.

При твёрдости Н≤350 НВ, 1 ≤ К_FL ≤ 2,08; при твёрдостиН>350 НВ,1 ≤ К_FL ≤ 1,63.

Если N>N_F0, то принятьК_FL=1.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

;

,

где [σ]_F0– допускаемое напряжение изгиба (см. таблицу 5.31).

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ]_Fиз полученных для шестерни и колеса.

6.5 Проектный расчет передачи

,

где К_а– вспомогательный коэффициент:

- для косозубых передач К_а=43;

- для прямозубых К_а=49,5;

Ψ_а– коэффициент ширины венца колеса,ψ= 0,2…0,36;

u_р– передаточное число передачи;

Т₂– вращающий момент на валу колеса,Нм;

[σ]_Н–допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом,МПа;

К_Нβ– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьевК_Нβ=1.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного, согласно ГОСТ 6636-69 (см. таблицу Г1):

Модуль зацепления

,

где К_m– вспомогательный коэффициент:

- для косозубых передач К_m=5,8;

- для прямозубых передачК_m=6,8;

d₂– делительный диаметр колеса,мм

,

b₂ – ширина венца колеса,мм,

b₂ = ψ_a∙a_w = ______ мм

[σ]_F– допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом,МПа.

Полученное значение модуля округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел (таблица 6.4).

Таблица 6.4 – Стандартные значеня модуля зацепления

Модуль m, мм
1-й ряд	1	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
2-й ряд	1,25	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9

Принимаем m = ______ мм.

Угол наклона зубьев для косозубых передач

.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для прямозубых колёс

.

для косозубых колёс

.

Полученное значение округлить в меньшую сторону до целого числа.

Принимаем

Уточнение величины наклона зубьев для косозубых передач

.

Число зубьев шестерни

.

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа. Из условия неподрезания зубьев рекомендуется z₁ ≥ 18.

Принимаем

Число зубьев колеса

z₂ = z_ - z₁= __________________=_______

Фактическое передаточное число и проверка его отклонения от заданного

;

Фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач

;

для косозубых передач

,

Формулы для определения основных геометрических параметров передачи представлены в таблице 6.5.

Таблица 6.5 – Формулы для определения геометрических параметров зубчатых колес

Параметр			Шестерня				Колесо
			прямозу-бая		косозубая		прямо-зубое		косозубое
Диаметр	делительный	d1=m∙z1		d1=m∙z1/cosβ		d2=m∙z2		d2=m∙z2/cosβ
	вершин зубьев	dа1=d1+2∙m				dа2=d2+2∙m
	впадин зубьев	df1=d1-2,4∙m				df2=d2-2,4∙m
Ширина венца			b1=b2+(2…4)мм				b2=ψа∙аw

d₁=m∙z₁= _________________________ мм

d₂=m∙z₂= _________________________ мм

d_а1=d₁+2∙m= ______________________ мм

d_а2=d₂+2∙m= ______________________ мм

d_f1=d₁-2,4∙m= _____________________ мм

d_f2=d₂-2,4∙m= _____________________ мм

b₁=b₂+(2…4)= ________________мм

b₂=ψ_а∙а_w= _________________мм

6.6 Проверочный расчет передачи

Проверка межосевого расстояния

.

Проверка контактных напряжений

,

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376; для прямозубых К=436;

F_t – окружная сила в зацеплении, Н

К_Нα– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колесК_Нα=1; для косозубых передачК_Нα =1,01...1,18;

К_Нv– коэффициент динамической нагрузки (см. таблицы 6.6 и 6.7) определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости колёс.

Таблица 6.6 – Окружные скорости вращения колес

Степень точности	Окружные скорости вращения колесV, м/с
	прямозубых		непрямозубых
	цилиндри- ческих	кони- ческих	цилиндри- ческих	кони- ческих
6 (повышен. точности)	до 20	до 12	до 30	до 20
7(нормальн. точности)	до 12	до8	до20	до10
8 (понижен.точности)	до6	до4	до 10	до7
9 (низкой точности)	до2	до1,5	до4	до3

Таблица 6.7 – Значения коэффициентов динамической нагрузки К_Нv и К_Fv

Степень точности	Коэффициент	Колёса	Окружная скорость V, м/с
			1	2	4	6	8	10
6	КНv	прямозубые	1,03	1,06	1,12	1,17	1,23	1,28
		косозубые	1,01	1,02	1,03	1,04	1,06	1,07
	КFv	прямозубые	1,06	1,13	1,26	1,4	1,58	1,67
		косозубые	1,02	1,05	1,1	1,15	1,2	1,25
7	КНv	прямозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,29	1,36
		косозубые	1,02	1,03	1,05	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,08	1,16	1,33	1,5	1,67	1,8
		косозубые	1,03	1,06	1,11	1,16	1,22	1,27
8	КНv	прямозубые	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,4
		косозубые	1,01	1,02	1,04	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,1	1,2	1,38	1,58	1,78	1,96
		косозубые	1,03	1,06	1,11	1,17	1,23	1,29
9	КНv	прямозубые	1,05	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
		косозубые	1,01	1,03	1,05	1,07	1,09	1,12
	КFv	прямозубые	1,13	1,28	1,5	1,77	1,98	2,25
		косозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,28	1,35

Допускаемый недогруз передачи не более 10 %, перегруз – до 5%.

Проверка напряжений изгиба шестерни σ_F1 и колеса σ_F2

;

,

где К_Fα– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колёсК_Fα =1,для косозубых колёс (таблица6.8).

К_Fv – коэффициент динамической нагрузки (см. таблицу 6.7);

К_Fβ– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьевК_Fβ=1;

Y_F1, Y_F2– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, для прямозубых колёс определяется в зависимости от числа зубьев шестерни и колесаz₁иz₂ (таблица6.9), для косозубых колёс – в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестернии колеса z_v.

Таблица 6.8 – Значения коэффициента распределения нагрузки между зубьями

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

Таблица 6.9 – Значения коэффициента формы зуба

z или zv	YF	z или zv	YF	z или zv	YF	z или zv	YF	z или zv	YF	z или zv	YF
16	4,28	24	3,92	30	3,8	45	3,66	71	3,61	180	3,62
17	4,27	25	3,9	32	3,78	50	3,65	80	3,61	∞	3,63
20	4,07	26	3,88	35	3,75	60	3,62	90	3,6
22	3,98	28	3,81	40	3,7	65	3,62	100	3,6

Y_β– коэффициент наклона зуба, для прямозубых колёсY_β=1, для косозубых колёс.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи рекомендуется представить в виде таблицы (таблица6.10).

Таблица 6.10 – Основные параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр				Значение
Межосевое расстояние аw
Модуль зацепления m
Ширина зубчатого венца: - шестерни b1 - колесаb2
Число зубьев: - шестерни z1 - колесаz2
Вид зубьев
Угол наклона зубьев β
Диаметр делительной окружности: - шестерни d1 - колеса d2
Диаметр окружности вершин: - шестерни dа1 - колеса dа2
Диаметр окружности впадин: - шестерни df1 - колеса df2
Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемые значения	Расчётные значения		Примечания
Контактные напряжения σн, МПа
Напряжения изгиба, МПа	σF1
	σF2

7 Расчёт конической зубчатой передачи

7.1 Схема и исходные данные

Расчетная схема конической зубчатой передачи представлена на рисунке 7.1.

Рисунок 7.1- Схема конической зубчатой передачи

Исходные данные:

– вращающий момент на валу колеса Т₂ = _______Нм;

– передаточное число передачи и_р = _____;

– угловая скорость вала шестерни ω₁ = ________ с^-1;

– угловая скорость вала колеса ω₂ = ________ с^-1;

– конструктивные особенности передачи ____________________;

– режим работы передачи _________________________

7.2 Выбор материалов и допускаемых напряжений

При изготовлении прямозубых зубчатых колёс с твёрдостью зубьев до НВ 350 рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой (нормализация или улучшение) твёрдость поверхности зубьев шестерни НВ₁на 20…30 единиц Бринелля выше, чем НВ₂колеса. В косозубых передачах рекомендуется НВ₁– НВ₂≥ 70. Рекомендуемые материалы: углеродистые стали 40, 45, 50, 50Г, легированные – 40Х, 45Х, 40ХН, 30ХМА. При изготовлении колёс с твёрдостью НВ более 350 выбор материалов обусловлен видом упрочняющей термической или химико-термической обработки.

Пользуясь данными таблиц 7.1 и 7.2, производится выбор материала, термообработки, назначается твердость зубчатых колес.

Таблица 7.1 – Выбор материала, термообработки и твердости зубчатых колес

Параметр		Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (Р≤2 кВт) и средней мощности (Р≤7,5кВт)			Для передач с непрямыми зубьями при средней мощности (Р≤7,5 кВт)
		Шестерня	Колесо	Шестерня		Колесо
Материал		Стали 35, 45, 35Л, 40Л, 40, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45Л			Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
Термообработка		Нормализация, улучшение			Улучшение+ +закалка ТВЧ		Улучшение
Твёрдость		Н≤350 НВ НВ1ср-НВ2ср=20…50			Н≥45 HRC		Н≤350 НВ
					НВ1ср-НВ2ср≥70.
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NН0; NF0, МПа	[σ]Н0	1,8 НВср+67			14 HRCср+170		1,8 НВср+67
	[σ]F0	1,03 НВср			370 при m≥3 мм		1,03 НВср
					310 при m<3 мм

Таблица 7.2 – Механические характеристики некоторых марок сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес и других деталей

См. отдельный файл 2Таблица 6.31-МУ ДМ (альбомная)

Для шестерни принимаем:

– материал __________________________;

– термообработка _____________________;

– твердость ___________________________.

Для колеса принимаем:

– материал __________________________;

– термообработка _____________________;

– твердость ___________________________.

7.3 Определение допускаемых контактных напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

;

,

где N_H0–число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

выносливости (таблица7.3);

Таблица 7.3 – Число циклов перемены напряжений

Средняя твёрдость поверхностей зубьев	НВср	200	250	300	350	400	450	500	550	600
	HRCср	-	25	32	38	43	47	52	56	60
NH0, млн. циклов		10	16,5	25	36,4	50	68	87	114	143

N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы,

N = 573∙ω∙L_h,

где ω– угловая скорость вала,с^-1;

L_h– срок службы привода,ч,

L_h= L_г ∙ 365 ∙K_г ∙ 24 ∙ K_с ∙ K_см,

гдеK_см,–коэффициент сменного использования, K_см, = 0,8..0,9.

L_h= ____ ∙ 365 ∙_____ ∙ 24 ∙ ____ ∙ _____ = _______ ч

N₁ = 573∙_____∙______ = ______

N₂ = 573∙_____∙______ = ______

Для нормализованных или улучшенных колёс 1 ≤ К_HL ≤ 2,6; для колёс с поверхностной закалкой1 ≤ К_HL ≤ 1,8.ЕслиN>N_H0, то принятьК_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

;

,

где [σ]_Н0– допускаемое контактное напряжение (таблица 7.1).

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ]_Н из полученных для шестерни и колеса.

7.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

;

,

где N_F0– число циклов перемены напряжений,N_F0 = 4∙10⁶.

При твёрдости Н≤350 НВ, 1 ≤ К_FL ≤ 2,08; при твёрдостиН>350 НВ,1 ≤ К_FL ≤ 1,63.

Если N>N_F0, то принятьК_FL=1.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

;

,

где [σ]_F0– допускаемое контактное напряжение (таблица 7.1).

_{Конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению допускаемых напряжений из полученных для шестерни и колеса.}

7.5 Проектный расчет передачи

Внешний делительный диаметр колеса

,

где К_Нβ– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьямиК_Нβ=1, с круговыми зубьямиК_Нβ=1,1;

_н– коэффициент вида конических колёс, для прямозубых колёс_н=1, для колёс с круговыми зубьями:_н = 1,85– при твёрдости колеса и шестерниН≤350НВ_ср; _н = 1,5– при твёрдости колесаН≤350 НВ_сри шестерниН≥45 HRC_{1 ср}.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округлить до стандартного согласно ГОСТ 6636-69(таблица Г1).

Принимаем

_{Углы делительных конусов шестерни и колеса}

;

.

Внешнее конусное расстояние

.

Значение R_eдо целого числа не округлять.

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

,

где ψ_R– коэффициент ширины венца,ψ_R=0,285.

_мм

Значение bокруглить до целого числа согласно ГОСТ 6636-69(см. таблицу Г1).

Принимаем _мм

Внешний окружной модуль

,

где К_Fβ– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьямиК_Fβ=1, с круговыми зубьямиК_Fβ=1,08;

–коэффициент вида конических колёс, для прямозубых колёс =0,85; для колёс с круговыми зубьями=1.

Число зубьев колеса и шестерни

;

.

Полученные значения округлить до ближайшего целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется z₁≥15– для колёс с круговыми зубьями,z₁≥18– для колёс с прямыми зубьями.

Принимаем z₁=_____; z₂=_____.

Фактическое передаточное число

;

Отклонение фактического передаточного числа от заданного должно быть не более 4%.

.

Действительные углы делительных конусов шестерни и колеса

;

.

Коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни x_e1 и для шестерни с круговым зубом x_n1, коэффициенты смещения колёс соответственно x_e2 = - x_e1 и x_n2= - x_n1 при НВ_1ср—НВ_2ср≤100 (таблица 7.4), при НВ_1ср—НВ_2ср>100, то x₁=x₂=0.

Таблица 7.4 – Значения коэффициентов смещения инструмента x_e1 и x_n1

z1	xe1при передаточном числеuр						xn1при передаточном числеuр
	2	2,5	3,15	4	5	2		2,5	3,15	4	5
12 13 14 15 16 18 20 25 30 40	- 0,44 0,42 0,4 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,2	0,5 0,48 0,47 0,45 0,43 0,4 0,37 0,33 0,28 0,22	0,53 0,52 0,5 0,48 0,46 0,43 0,4 0,36 0,31 0,24	0,56 0,54 0,52 0,5 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26	0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27	0,32 0,3 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,11		0,37 0,35 0,33 0,31 0,3 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14	0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,3 0,28 0,24 0,21 0,16	0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17	0,42 0,4 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17

Внешние диаметры шестерни и колеса определяются по формулам, представленным в таблице 7.5.

Таблица 7.5 – Формулы для определения параметров конических колес

Диаметры	Для прямозубой передачи	Для передачи с круговым зубом β=35^0
Делительный: шестерни колеса	dе1=mе∙z1 dе2=mе∙z2	dе1=mtе∙z1 dе2=mtе∙z2
Вершин зубьев: шестерни колеса	dае1 = dе1 + 2∙(1 + xe1)∙mе∙cosδ1 dае2 = dе2 + 2∙(1 - xe1)∙mе∙cosδ2	dае1 =dе1 + 1,64∙(1 + xn1)∙mtе∙cosδ1 dае2=dе2 + 1,64∙(1 - xn1)∙mtе∙cosδ2
Впадин зубьев: шестерни колеса	df е1 =dе1 - 2∙(1,2 - xe1)∙mе∙cosδ1 df е2 =dе2 - 2∙(1,2 + xe1)∙mе∙cosδ2	df е1 =dе1 - 1,64(1,2 - xn1)∙mtе∙cosδ1 df е2 =dе2 - 1,64(1,2 +xn1)∙mtе∙cosδ2

Параметры конической шестерни:

d_е1=_____∙_____ = _____мм

d_ае1 = _____ + 2∙(1 + ____)∙____∙ cos_____ = _____мм

d_{f е1} =____ - 2∙(1,2 - ____ ) ∙____ ∙ cos____ = _____мм

Параметры конического колеса:

d_е2=_____∙_____ = _____мм

d_ае2 = _____ + 2∙(1 - ____)∙____∙ cos_____ = _____мм

d_{f е2}=____ - 2∙(1,2 + ____ ) ∙____ ∙ cos____ = _____мм

7.6 Проверочный расчет передачи

Проверка контактных напряжений

,

где F_t– окружная сила в зацеплении, Н

,

К_Нα– коэффициент распределения нагрузки между зубьями,К_Нα=1;

К_Нv– коэффициент динамической нагрузки (см. таблицу 7.6) определяется в зависимости от окружной скорости колёс

.

Таблица 7.6 – Значения коэффициентов динамической нагрузки К_Нv и К_Fv

Степень точности	Коэффициент	Колёса	Окружная скорость V, м/с
			1	2	4	6	8	10
6	КНv	прямозубые	1,03	1,06	1,12	1,17	1,23	1,28
		косозубые	1,01	1,02	1,03	1,04	1,06	1,07
	КFv	прямозубые	1,06	1,13	1,26	1,4	1,58	1,67
		косозубые	1,02	1,05	1,1	1,15	1,2	1,25
7	КНv	прямозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,29	1,36
		косозубые	1,02	1,03	1,05	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,08	1,16	1,33	1,5	1,67	1,8
		косозубые	1,03	1,06	1,11	1,16	1,22	1,27
8	КНv	прямозубые	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,4
		косозубые	1,01	1,02	1,04	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,1	1,2	1,38	1,58	1,78	1,96
		косозубые	1,03	1,06	1,11	1,17	1,23	1,29
9	КНv	прямозубые	1,05	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
		косозубые	1,01	1,03	1,05	1,07	1,09	1,12
	КFv	прямозубые	1,13	1,28	1,5	1,77	1,98	2,25
		косозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,28	1,35

Степень точности	Коэффициент	Колёса	Окружная скорость V, м/с
			1	2	4	6	8	10
6	КНv	прямозубые	1,03	1,06	1,12	1,17	1,23	1,28
		с круговыми зубьями	1,01	1,02	1,03	1,04	1,06	1,07
	КFv	прямозубые	1,06	1,13	1,26	1,4	1,58	1,67
		с круговыми зубьями	1,02	1,05	1,1	1,15	1,2	1,25
7	КНv	прямозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,29	1,36
		с круговыми зубьями	1,02	1,03	1,05	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,08	1,16	1,33	1,5	1,67	1,8
		с круговыми зубьями	1,03	1,06	1,11	1,16	1,22	1,27
8	КНv	прямозубые	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,4
		с круговыми зубьями	1,01	1,02	1,04	1,06	1,07	1,08
	КFv	прямозубые	1,1	1,2	1,38	1,58	1,78	1,96
		с круговыми зубьями	1,03	1,06	1,11	1,17	1,23	1,29
9	КНv	прямозубые	1,05	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
		с круговыми зубьями	1,01	1,03	1,05	1,07	1,09	1,12
	КFv	прямозубые	1,13	1,28	1,5	1,77	1,98	2,25
		с круговыми зубьями	1,04	1,07	1,14	1,21	1,28	1,35

Допускаемая недогрузка передачи должна быть не более 10%, перегрузка - до 5%.

Проверка напряжений изгиба шестерни σ_F1и колесаσ_F2

;

,

где К_Fα– коэффициент распределения нагрузки между зубьями,К_Fα =1;

К_Fv – коэффициент динамической нагрузки, (см. таблицу 7.6);

Y_F1, Y_F2– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (таблица 7.7) определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса z_v,

для прямозубых колёс:

;

;

для колёс с круговыми зубьями:

;

,

где β– угол наклона зубьев,β=35⁰;

Y_β – коэффициент наклона зуба, Y_β=1.

Таблица 7.7 – Значение коэффициентов формы зуба Y_F1иY_F2

zv	Коэффициент смещения режущего инструмента x
	-0,5	-0,4	-0,3	-0,2	-0,1	0	+0,1	+0,2	+0,3	+0,4	+0,5
17 20 25 30 40 50 60 80 100 180 ∞	- - - 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68 3,62 3,63	- - 4,6 4,32 4,02 3,88 3,79 3,7 3,67 3,62 3,63	- - 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65 3,62 3,63	- 4,55 4,2 4,05 3,84 3,76 3,7 3,65 3,62 3,62 3,63	4,5 4,28 4,04 3,9 3,77 3,7 3,66 3,62 3,61 3,62 3,63	4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62 3,63	4,03 3,89 3,77 3,7 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58 3,6 3,63	3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,67 3,59 3,63	3,67 3,61 3,57 3,55 3,53 3,53 3,53 3,54 3,55 3,58 3,63	3,53 3,5 3,48 3,47 3,48 3,49 3,5 3,52 3,53 3,56 3,63	3,4 3,39 3,39 3,4 3,42 3,44 3,46 3,5 3,52 3,54 3,63

Параметры зубчатой конической передачи рекомендуется представить в виде таблицы (таблица 7.8).

Таблица 7.8 – Основные параметры зубчатой конической передачи

Проектный расчет
Параметр				Значение
Внешнее конусное расстояние Rе, мм
Внешний окружной модуль me(mte), мм
Ширина зубчатого венца b, мм
Число зубьев: - шестерни z1 - колеса z2
Вид зубьев
Угол делительного конуса, град: - шестерни δ1 - колеса δ2
Внешний делительный диаметр, мм: - шестерни dе1 - колеса dе2
Внешний диаметр окружности вершин, мм: - шестерни dае1 - колеса dае2
Внешний диаметр окружности впадин, мм: - шестерни dfе1 - колеса dfе2
Средний делительный диаметр, мм - шестерни d1 - колеса d2
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения			Расчётные значения		Примеча-ния
Контактные напряжения σН, МПа
Напряжения изгиба, МПа	σF1 σF2

8 Расчёт червячной передачи

8.1 Исходные данные и расчетная схема

Исходные данные:

1. – вращающий момент на валу колеса Т₂ = _____ Нм;

2. –передаточное число передачи u_р= _____;

3. –частота вращения вала колеса n₂= _____ с^-1;

4. –время работы передачи (ресурс) L_г= _____ лет;

5. –режим работы передачи – __________________;

6. –конструктивные особенности передачи – ____________________.

8.2 Выбор твёрдости, термообработки, материала червяка и червячного колёса

Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колёс. С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твёрдости Н ≥ 45 HRC, шлифование и полирование витков червяка. Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.

Для зубчатых венцов червячных колёс применяют материалы в зависимости от скорости скольжения:

– группа I – оловянные бронзы; применяют при скорости скольжения V_ск >5 м/с;

– группа II – безоловянные бронзы и латуни; применяют при скорости скольжения V_ск=2…5 м/с;

– группа III – мягкие серые чугуны; применяют при скорости скольжения V_ск <2 м/с и в ручных приводах.

Определение предварительной скорости скольжения производится по формуле

.

_{Для изготовления червячного колеса принимаем материал группы ____ – ___________________.}

Механические характеристики материалов, применяемых для изготовления венцов червячных колес представлены в таблице 8.1.

Таблица 8.1 – Механические характеристики материалов, применяемых для изготовления червячных колес

Группа	Материал	Способ отливки	σв,МПа	σТ,МПа
I	БрО10Н1Ф1 Vск≤ 25 м/с	ц	285	165
	БрО10Ф1 Vск≤ 12 м/с	к п	245 215	195 135
	БрО5Ц5С5 Vск≤ 8 м/с	к п	200 145	90 80
II	БрА10Ж4Н4 Vск≤ 5 м/с	ц к	700 650	460 430
	БрА10Ж3Мц1,5 Vск≤ 5 м/с	к п	550 450	360 300
	БрА9ЖЗЛ Vск≤ 5 м/с	ц к п	500 490 390	200 195 195
	ЛАЖМц66-6-3-2 Vск≤ 4 м/с	ц к п	500 450 400	330 295 260
III	СЧ15 СЧ20 Vск≤ 2 м/с	п п	σВИ=320МПа σВИ=360МПа

8.3 Определение допускаемых контактных напряжений

Для материалов группы I допускаемые контактные напряжения

[σ]_H = K_HL ∙ C_v ∙ [σ]_Ho, МПа,

где K_HL– коэффициент долговечности зубьев червячного колеса.

,

где N–число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. ЕслиN> 25∙10⁷, то принимаютN= 25∙10⁷.

N = 573∙ω∙L_h,

гдеL_h– срок службы передачи, ч.

L_h= L_г ∙ 365 ∙K_г ∙ 24 ∙ K_с ∙ K_см,

гдеK_см,–коэффициент сменного использования, K_см, = 0,8..0,9.

L_h= ____ ∙ 365 ∙____ ∙ 24 ∙ ____ ∙ _____,

N = 573∙_____ ∙ _____ = ______;

C_v– коэффициент интенсивности изнашивания материала колеса (таблица 8.2);

Таблица 8.2 – Значения коэффициента интенсивности изнашивания материала червячного колеса C_v

Vск	1	2	3	4	5	6	7	8
Cv	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,80

[σ]_Ho– допускаемое напряжение, при числе циклов перемены напряжений, равном10⁷

[σ]_Ho=(0,75…0,9) ∙ σ_В = (0,75…0,9) ∙ _____ = ______ МПа.

[σ]_H = _____ ∙ _____∙ _____ = ______ МПа,