Выбираем материал зубчатых колес, термообработку; определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса

1. Желательно получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость передачи; выбираем для изготовления колес сравнительно недорогие стали: для шестерни сталь – 40X; для колеса – сталь 45. По таблице 1.1 назначаем термообработку:

для шестерни – улучшение 230 – 260 НВ, s_В = 850 МПа,

s_Т = 550 МПа, s_{Н lim b} = 560 МПа, s_{F lim b} = 440 МПа,

N_HO = 12.10⁶ циклов.

Для колеса – нормализация 170 – 217 НВ, s_В = 600 МПа,

s_Т = 340 МПа, s_{Н lim b} = 450 МПа, s_{F lim b} = 350 МПа,

N_HO = 10⁷ циклов.

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев (см. раздел 1).

Допускаемые контактные напряжения. По табл. 1.1 определяем базовый предел контактной выносливости зубьев s_{Н lim b}: для шестерни s_{Н lim b1} = 560 МПа, для колеса s_{Н lim b2} = 450 МПа. По рекомендациям (раздел 2) коэффициент безопасности S_Н = 1,1 для шестерни и для колеса.

Определяем расчетное число циклов перемены напряжений (см. раздел 2) для колеса:

N = 60 ntc,

где мин ^-1 – частота вращения колеса;

t = 10 × 365 × 24 × 0,8 × 0,9 = 63072 час – полный срок службы передачи;

c = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса.

Тогда

N = 60 × 98,92 × 63072 × 1 = 3,4 × 10⁸ циклов;

N > N_HO = 10⁷ циклов.

Очевидно, что для шестерни также будет N > N_HO, т.к. она вращается с большей частотой вращения. Следовательно, проектируемая передача является длительно работающей, что учитывается при определении допускаемых напряжений: коэффициент долговечности К_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле

.

Для шестерни .

Для колеса .

При небольшой разности твердости зубьев колеса и шестерни за расчетное принимается меньшее из двух допускаемых контактных напряжений, т.е. [s_Н]₂ = 409 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба. По табл. 1.1 определяем базовый предел выносливости по излому от напряжений изгиба s_{F lim b} для шестерни s_{F lim b1} = 440 МПа; для колеса s_{F lim b2} = 350 МПа.

В нашем случае, когда передача длительно работающая, коэффициент долговечности для шестерни и колеса одинаков K_FL = 1. Передача нереверсивная, поэтому K_FС = 1. По рекомендации (раздел 2) коэффициент безопасности для шестерни и колеса S_F = 1,75.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле

.

Для шестерни .

Для колеса .

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке (см. раздел 7).

Допускаемые контактные напряжения при перегрузках для колеса при нормализации

[s_Н]_max = 2,8 d_T,

где s_T – предел текучести (табл. 1.1)

[s_Н]_max = 2,8 × 340 = 925 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при НВ £ 350 при кратковременных перегрузках

[s_F]_max = 0,8 d_T.

Для шестерни [s_F]_max1 = 0,8 × 550 = 440 МПа.

Для колеса [s_F]_max2 = 0,8 × 340 = 272 МПа.

2. Выбираем коэффициент, ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния Y_bа по табл. (см. табл. 3.1)

Y_bа = 0,4.

Определяем коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра

Y_bd = 0,5 Y_bа (U±1) = 0,5 × 0,4 (3,64 + 1) = 0,928.

3. Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчете на контактную выносливость по рис. 3.1

К_Нb = 1,085.

4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев по формуле (мм)

,

где принимаем знак “+” для наружного зацепления;

К_а = 43 МПа^1/3 - для стальных колес;

К_HV – коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость. Предварительно принимаем К_HV = 1,1 (мм)

.

5. Определяем ширину колеса и шестерни (мм)

b₂ = Y_bа × а = 0,4 ×276,1 = 110,44.

Принимаем b₂ = 110 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + (2...5) мм;

b₁ = 110 + 5 = 115 мм.

6. Определяем модуль зацепления

m = (0,01...0,02) а мм;

m = (0,01...0,02) × 276,1 = 2,761...5,522 мм.

Величина модуля округляется до стандартного значения (см. табл. 3.2) (мм)

m = 4.

7. Находим число зубьев шестерни

.

Принимаем Z₁ = 30; Z₁ > Zmin = 17.

8. Определяем число зубьев колеса

Z₂ = Z₁ × U = 30 × 3,64 = 109,2» 109.

9. Уточняем число передаточное передачи

.

10. Находим делительный диаметр колес

d₁ = m × Z₁ = 4 × 30 = 120 мм,

d₂ = m × Z₂ = 4 × 109 = 436 мм.

11. Уточняем межосевое расстояние передачи

 

мм.

12. Находим окружную скорость (м/с)

.

13. Выбираем степень точности передачи (см. табл. 3.3) Степень точности 8.

14. Определяем окружную силу в зацеплении (Н)

.

15. Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость К_HV (см. раздел 6)

,

где w_НV – удельная окружная динамическая сила (Н/мм)

.

Здесь q₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса (см. табл. 6.1),

q₀ = 6,1;

d_Н - коэффициент, учитывающий проявление погрешностей зацепления на динамическую нагрузку (см. табл. 6.2),

d_Н = 0,006;

V – окружная скорость, м/с;

а – межосевое расстояние, мм;

U – передаточное число,

.

Определяем w_HtP – удельную расчетную окружную силу (Н/мм)

.

Тогда

.

16. Выполняем проверочный расчет зубьев на контактную выносливость по формуле (МПа)

.

Здесь Z_H = 1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_М = 275 МПа ^½ (для стальных зубчатых колес) – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_e =1 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

w_Ht - удельная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость

;

.

17. Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на выносливость по напряжениям изгиба K_Fb по рис. 3.2

K_Fb = 1,2.

18. Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчете на выносливость по напряжениям изгиба K_FV (см. раздел 3.2)

,

где w_FV – удельная окружная динамическая сила (Н/мм)

,

d_F - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку (см. табл. 6.4)

d_F = 0,016.

Тогда

Н/мм;

w_{t max} = 515 н/мм > w_FV,

w_FtP – удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации;

Н/мм.

Тогда

.

19. Выполняем проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

,

где У_F – коэффициент формы зуба (табл. 3.4);

для шестерни У_F1 = 3,85;

для колеса У_F2 = 3,75;

для шестерни и колеса определяем значения [s_F]/У_F

; .

В формулу для определения s_F подставляем [s_F]₂ и У_F2 т.к. у колеса отношение [s_F]₂ /У_F2 меньше

w_Ft – удельная расчетная окружная сила при расчете на выносливость по напряжениям изгиба

Н/мм;

; s_F < [s_F]₂ = 200 МПа.

20. Выполняем проверочный расчет зубьев по предельным напряжениям при перегрузках.

По изгибным напряжениям:

;

s_{F max} = 74,775 × 2,5 = 186,94 МПа;

s_{F max} < [s_F] _max = 272 МПа.

По контактным напряжениям

;

s_{F max} = 398,12 = 629,5 МПа;

s_{Н max} < [s_Н] _max = 952 МПа.

 

 

Заключение

 

 

В крсовом проекте изложен анализ и произведен выбор материалов, определены допускаемые напряжения.

Изложен порядок расчета цилиндрической передачи. Изложен анализ основных методов расчета зубчатых колес.

Определены допускаемые напряжения для зубчатых передач при их

расчете на выносливость.

Установлены особенности расчета открытых цилиндрических передач. Произведен расчет основных параметров закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Список дитературы

 

1. Арустамов, Э.А. Проектирование механических передач [Текст] / Э.А. Арустамов. Учебник для ВУЗов. – М.: Изд. Дом «Дашков и Ко», 2005 г. -511 с.

2. Иванов, М.Н. Детали машин [Текст] / М.Н. Иванов. - М.: ЮНИТИ ДАНА, 2008 г. – 412 с.

3. Иванов, М.Н. Детали машин [Текст] / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. 7-ое издание - М.:ДРОФА, 2006 г. – 375 с.

4. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование [Текст] /Л.В. Курмаз. Учебно-методическое пособие. СПб.: Изд-во «Лань», 2005 г. – 380 с.

5. Чернавский, С.А. Проектирование механических передач [Текст] / С.А. Чернавский, Г.А. Слесарев, Е.С. Козинцев и др..-М.: ДРОФА, 2007 г. – 475 с.

6. Эрдеди, А.А. Детали машин [Текст] / А.А. Эрдеди, Н.А. Эрдеди. - М.:ИНФА-М, 2004 г. – 457 с.

7. Дунаев П.Ф., Леликова О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 2006. 399 с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 2006. 432 с.

9. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1976. 399 с.

10. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1974. 655 с.

11. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность ГОСТ 21354-75.