- •Введение
- •1 Кинематический расчет
- •1.1 Кинематический расчет привода с редуктором
- •1.1.1 Выбор электродвигателя
- •1.1.2 Уточнение передаточного числа
- •1.1.3 Расчет частот, угловых скоростей, крутящих моментов, и мощностей на всех валах
- •1.1.4 Примеры
- •1.1.4.1 Привод с червячным редуктором, плоскоременной и зубчатой передачей
- •1.1.4.3 Привод с двухступенчатым редуктором, муфтой и клиноременной передачей
- •2 Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •2.1 Внешней закрытой косозубой
- •2.1.1 Выбор материала
- •2.1.2 Проектировочный расчет
- •2.1.3 Силовой расчет
- •2.1.4 Проверочный расчет
- •2.1.5 Пример
- •2.2 Внешней закрытой прямозубой
- •2.2.1 Выбор материала
- •2.2.2 Проектировочный расчет
- •2.2.3 Силовой расчет
- •2.2.4 Проверочный расчет
- •2.2.5 Пример
- •2.3 Внутренней закрытой
- •2.3.1 Выбор материала
- •2.3.2 Проектировочный расчет
- •2.3.3 Силовой расчет
- •2.3.4 Проверочный расчет
- •2.3.5 Пример
- •2.4 Внешней открытой прямозубой
- •2.4.1 Выбор материала
- •2.4.2 Проектировочный расчет
- •2.4.3 Силовой расчет
- •2.4.4 Проверочный расчет
- •2.4.5 Пример
- •3.1 Выбор материала
- •3.2 Проектировочный расчет
- •3.3 Силовой расчет
- •3.4 Проверочный расчет
- •3.5 Пример
- •4 Расчет червячной передачи
- •4.1 Выбор материала
- •4.2 Проектировочный расчет
- •4.3 Силовой расчет
- •4.4 Проверочный расчет
- •4.5 Пример
- •5 Расчет гибких связей
- •5.1 Расчет клиноременной передачи
- •5.1.1 Теория
- •5.2 Расчет поликлиновой передачи
- •5.2.1 Теория
- •5.2.2 Пример
- •5.3 Расчет плоскоременной передачи
- •5.3.1 Теория
- •5.3.2 Пример
- •5.4 Расчет цепной передачи
- •5.4.1 Теория
- •5.4.2 Пример
- •6 Расчет размеров корпуса и зубчатых колес
- •6.1 Корпус цилиндрического (червячного) редуктора
- •6.2 Корпус конического редуктора
- •6.3 Цилиндрические колеса
- •6.4 Червячные колеса
- •6.5 Конические колеса
- •7 Расчет шпонок
- •7.1 Теория
- •7.2 Пример
- •8 Расчет смазочных материалов
- •9 Тепловой расчет редуктора
- •9.1 Теория
- •9.2 Пример
- •10 Построение эпюр валов
- •11 Расчет валов
- •11.1 Проверочный расчет вала. Концентратор – галтель
- •11.1.1 Теория
- •11.1.2 Пример
- •11.2 Проверочный расчет вала. Концентратор – шпонка
- •11.2.1 Теория
- •11.2.2 Пример
- •11.3 Проверочный расчет вала. Концентратор – шлицы
- •11.3.1 Теория
- •11.3.2 Пример
- •11.4 Проверочный расчет вала. Концентратор – сквозное отверстие
- •11.4.1 Теория
- •11.4.2 Пример
- •11.5 Проверочный расчет вала. Концентратор – резьба
- •11.5.1 Теория
- •11.5.2 Пример
- •11.6 Проверочный расчет вала. Концентратор – посадка
- •11.6.1 Теория
- •11.6.2 Пример
- •12 Проверочный расчет подшипников
- •12.1 Расчет подшпиников при действии радиальной силы
- •12.1.1 Теория
- •12.1.2 Примеры
- •12.2 Расчет подшпиников при действии радиальной и осевой силы
- •12.2.1 Теория
- •12.2.2 Примеры
- •12.3 Расчет подшпиников при действии осевой силы
- •12.3.1 Теория
- •12.3.2 Пример
- •Библиографический список
82
3 Расчет конической прямозубой передачи
(Выборка из - Курсовое проектирование деталей машин : [Учеб. пособие для машиностроит. спец. техни-
кумов] / С. А. Чернавский [и др.]. - 2-е изд. , перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1988. - 414 с)
3.1 Выбор материала
Чем больше крутящий момент, тем более прочный материал следует выбирать. А также, если необходимо уменьшить межосевые расстояния, то сле-
дует выбирать материал с большей σ. Характеристики материалов брать из
в
таблицы 3.1.
Таблица 3.1 - Механические свойства сталей, применяемые при изготовлении зубчатых колес.
Марка |
Диаметр |
Предел |
Предел |
Твердость |
|
|
прочности |
текучести |
HB (сред- |
Термообработка |
|||
стали |
заготовки |
|||||
sв, МПа |
sт, МПа |
няя) |
|
|||
|
|
|
||||
|
|
поковка и штамповка |
|
|||
45 |
100-500 |
570 |
290 |
190 |
Нормализация |
|
45 |
до 90 |
780 |
440 |
230 |
|
|
90-120 |
730 |
390 |
210 |
|
||
|
св. 120 |
690 |
340 |
200 |
|
|
35ХГС |
до 140 |
1020 |
840 |
260 |
|
|
св. 140 |
930 |
740 |
250 |
Улучшение |
||
|
||||||
40Х |
до 120 |
930 |
690 |
270 |
||
120-160 |
880 |
590 |
260 |
|
||
|
св. 160 |
830 |
540 |
245 |
|
|
40ХН |
до 150 |
930 |
690 |
280 |
|
|
150-180 |
880 |
590 |
265 |
|
||
|
св. 180 |
835 |
540 |
250 |
|
|
|
|
|
отливка |
|
|
|
40Л |
- |
520 |
290 |
160 |
Нормализация |
|
45Л |
540 |
310 |
180 |
|||
|
|
|||||
35ГЛ |
- |
590 |
340 |
190 |
Улучшение |
|
35ХГСЛ |
790 |
590 |
220 |
|||
|
|
83
Ищем допускаемые контактные напряжения(для колеса и шестерни по
отдельности): |
|
|
|
|
[sí |
]= |
s í lim b × K HL |
, МПа |
(3.1) |
|
||||
|
|
[Sí ] |
|
где s í lim b
KHL
[Sн ]
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
-коэффициент долговечности;
-коэффициент безопасности (для нормализованных и улучшенных
сталей, а также при объемной закалке [Sн ]=1,1…1,2; при поверхностном упрочнении [Sн ]=1,2…1,3)
K HL = 6 |
N HO |
(3.2) |
|
N HE |
|||
|
|
где NHO – базовое число циклов, которое определяется в зависимости от твердости стали (при HB<200 принимают NHO=107; при HB200…500, NHO возрастает по линейному закону от 107 до 6×107);
NHE – расчетное число циклов и напряжений.
Если: колеса из нормализованной или улучшенной сталиK >2,6 то
HL
принимают KHL=2,6; для закаленных сталей KHL>1,8 то принимают KHL=1,8. Если KHL<1, то принимают KHL=1
N HE |
= 60 × |
w ×30 |
× Lh |
= 60 × |
w ×30 |
× Lr × Ä ×C ×tc |
(3.3) |
|
|
||||||
|
|
p |
|
p |
|
где w - угловая скорость того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, рад/с;
Lh – ресурс работы передачи, ч.; Lr – срок службы передачи, лет; Д – число рабочих дней в году; С – число смен;
tc – продолжительность смены, ч.
Общее расчетное допускаемое контактное напряжение:
[s Í ]= 0,45×([s Í 1 ]+[s Í 2 ]), МПа |
(3.4) |
84
3.2 Проектировочный расчет
Внешний делительный диаметр колеса
d e |
= K d |
× 3 |
|
T2 ×10 3 × K í b × u |
|
, мм |
(3.5) |
[s í |
]2 × (1 - 0,5 ×y b Re ) 2 |
|
|||||
|
|
|
×y b Re |
|
где Кd – коэффициент (для колес с круговым зубом 86, для прямозубых 99); T2 – крутящий момент на колесе, Н·м;
u – передаточное число;
КНb - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса (таблица 3.2);
ybRe - коэффициент ширины зубчатого венца(по ГОСТ 12289-76 рекомендованное значение ybRe =0,285).
Таблица 3.2 – Ориентировочные |
значения коэффициентаKHb, для зубчатых |
|||
передач, работающих при переменной нагрузке. |
|
|||
Расположение зубчатых колес |
|
Твердость HB поверхностей зубьев |
||
относительно опор |
|
£350 |
|
>350 |
Симметричное (рисунок 1а) |
|
1,00…1,15 |
|
1,05…1,25 |
Несимметричное (рисунок 1б) |
|
1,10…1,25 |
|
1,15…1,35 |
Консольное (рисунок 1в) |
|
1,20…1,35 |
|
1,25…1,45 |
Рисунок 3.1 – Схемы расположения
Таблица 3.3 - Полученное значение de округляют до стандартного, из ряда:
|
Внешний делительный диаметр колеса de, мм |
||||||||||||||||||
1 ряд |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
355 |
400450 |
500 |
560 |
630 |
710 |
800 |
900 |
10001120 |
125014001600 |
2 ряд |
|
56 |
71 |
90 |
112 |
140 |
180 |
225 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Число зубьев шестерни и колеса, внешний окружной модуль
Число зубьев шестерни рекомендуется братьz1=18…32. Число зубьев колеса:
z2 = z1 ×u |
(3.6) |
85
Число округляют до целого числа. После чего уточняют передаточное
число: |
|
|
|
|
|
u = |
z2 |
|
|
(3.7) |
|
z1 |
|
||||
|
|
|
|
||
Ошибка не должна быть более 3%. |
|
|
|
|
|
Внешний окружной модуль: |
|
|
|
|
|
m = |
de 2 |
, мм |
(3.8) |
||
|
|||||
e |
z2 |
|
|
||
|
|
|
|
Основные размеры колес
Округлять до стандартного не обязательно. После чего (если модуль привели к стандартному) уточняется внешний делительный диаметр:
de2 = me × z2 , мм |
(3.9) |
||
Отклонение от стандартного должно быть не более 2% |
|
||
Определяем углы делительных конусов: |
|
||
d1 = arcctg(u) |
(3.10) |
||
d2 = 90 -d1 |
(3.11) |
||
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b: |
|
||
Re = 0,5 × me × |
|
, мм |
(3.12) |
z12 + z22 |
|||
b =y b Re × Re , мм |
(3.13) |
||
Внешний делительный диаметр шестерни de1: |
|
||
de1 = me × z1 , мм |
(3.14) |
||
Средний делительный диаметр шестерни: |
|
||
d1 = 2 ×(Re - 0,5 ×b) ×sin d1 , мм |
(3.15) |
||
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев): |
|
||
dae1 = de1 + 2 ×me ×cosd1 , мм |
(3.16) |
||
dae2 = de 2 + 2 ×me ×cosd2 , мм |
(3.17) |