Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Министерство Образования Российской Федерации

Липецкий Государственный Технический Университет

Кафедра прикладной механики

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ

Составители В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева

ЛИПЕЦК - 2003

621.81(07)

Б-243

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ. Методические

указания/Сост. В.Я.Баранцов,

Т.Г. Зайцева.

Предназначены для студентов 3 курса дневной и очно-заочной форм

обучения немеханических и немашиностроительных специальностей.

Даны методические указания по выбору электродвигателя и материалов для

элементов зубчатых и червячных передач редукторов, а также

последовательность их проектного расчета.

Рецензент А.В.Щеглов

© Липецкий государственный

технический университет,2003

Оглавление

1. Цель и задачи курсового проектирования…………………………… .4

2. Тематика, объем и содержание курсового проекта………………….. 4

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

привода……………………………………………………………………. .4

4. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндриче-

ских передач…….…………………………………………………………..7

5. Последовательность проектного расчета закрытых конических

прямозубых передач……………………………………………………….20

6. Последовательность проектного расчета червячных передач...……..24

Библиографический список……………………………………………….31

1. Цель и задачи курсового проектирования

Курсовое проектирование является заключительным этапом в изучении

общеинженерных курсов «Прикладная механика», «Механика», «ДМ и основы

конструирования» и имеет своей целью приобретение студентом навыков

практического применения знаний, развитие умения пользоваться справочной

литературой и стандартами, ознакомление с основными правилами и приемами

проектирования механизмов и машин.

Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового

проекта или работы, послужат базой для изучения устройства, принципов

работы и основ проектирования специального технологического оборудования.

2. Тематика, объем и содержание курсового проекта (работы)

Наиболее характерными темами курсовых проектов или работ являются

приводы машин металлургического, литейного, сварочного, коксохимического

производства или общего назначения.

Курсовой проект состоит из графической части (1…2 листа формата А1) и

расчетно-пояснительной записки (30…40 страниц формата А4).

Содержание графической части проекта (работы) и расчетно-пояснительной

записки изложено в специальных методических указаниях [1].

3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой

расчет привода

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются

мощность на выходном валу привода и частота его вращения , которые могут

быть заданы либо непосредственно, либо в виде тягового усилия на приводном

барабане (тяговых звездочках) транспортера и скорости ленты (тяговой цепи),

между которыми существует связь:

P=Ft·v,

где Р – мощность, кВт; Ft - окружная сила (тяговое усилие), кН;

v – окружная скорость на барабане или звездочках, м/с.

Связь между частотой вращения приводного барабана (тяговых звездочек)

транспортера и скоростью ленты (тяговых цепей) выражается зависимостью:

для ленточного транспортера n=60v/(??Dб);

для цепного транспортера (при тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-

74) n=60·103 v/(z·р);

где n – частота вращения, мин-1; v – скорость ленты (тяговой цепи), м/с; Dб

– диаметр приводного барабана, м; z – число зубьев тяговой звездочки; р –

шаг тяговой цепи, мм.

Если на выходном валу привода задан момент, то мощность определяется

из соотношения Р=Т·?;

где Р – мощность, Вт; Т – вращающий момент, Н·м; ? – угловая скорость,

рад/с.

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=Р/?общ,

где Р - мощность на выходном валу привода; ?общ – общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода

определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов

(передач):

?общ= ?1· ?2· ?3·… ?к,

где к – число передач, составляющих привод.

Рекомендуемые значения КПД некоторых видов передач приведены в

пособиях [2], c.6; [3], c.5.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

nдв.тр.= n·iобщ,

где n – частота вращения выходного вала привода, мин-1; iобщ –общее

передаточное отношение привода, определяемое как произведение значений

передаточных отношений входящих в него передач:

iобщ= i1· i2· i3… iк.

Рекомендуемые значения передаточных отношений для различных передач

приведены в пособии [2], c.7. Предварительно нужно принимать средние

значения передаточных отношений.

По полученным значениям Ртр и nдв.тр. подбирается электродвигатель

трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А (закрытый обдуваемый) по

ГОСТ 19523-81 [2], c.417; [3], c.390.

По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной

нагрузке nдв и частоте вращения выходного вала n определяется фактическое

передаточное отношение привода

iобщ= nдв./n,

которое необходимо перераспределить между отдельными передачами, приняв для

проектируемого редуктора значение из стандартного ряда.

Для червячных редукторов можно принять следующие стандартные значения

i: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50…

Угловые скорости вращения валов привода:

- вала электродвигателя ?дв=??nдв/30, рад/с;

- последующих валов ?1= ?дв/i1; ?2= ?1/i2 и т.д.

Вращающие моменты на валах определяют из условия постоянства мощности

с учетом потерь:

Тдв=Ртр/ ?дв; Т1= Тдвi1·?1; Т2= Т1i2·?2; и т.д.

4. Последовательность проектного расчета закрытых

цилиндрических передач

4.1. Выбор материала зубчатых колес и вида термической

обработки

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на

применение одной и той же марки стали, но с различной термической

обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20… 30 единиц НВ

больше твердости колеса при прямых зубьях и более 40 единиц НВ – при косых

и шевронных зубьях.

При твердости шестерни и колеса 45НRC и более не требуется

обеспечивать повышенную твердость материала шестерни.

Рекомендации по применению незакаленных (с твердостью до 350 НВ) и

закаленных (с твердостью активных поверхностей зубьев более 350НВ)

приведены в [2], c.11…12.

Механические характеристики сталей для зубчатых колес приведены в

табл.1. Для сравнения твердости, выраженной в единицах НВ и НRC, можно

пользоваться зависимостью: 1 HRC?10HB.

4.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемых контактных напряжений [?]H регламентируется

ГОСТ 21354-75:

[?]H= ?HOКHL/SH, (1)

где ?HO – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

нагружения (см. табл. 2); КHL – коэффициент долговечности, определяемый по

формуле

[pic] . (2)

Таблица 1

Механические характеристики сталей для зубчатых колес

|Марка |Вид |Предельный |Предельная |?В, |?Т , |?-1 , |Твердость |

|стали |термической |диаметр |толщина или |МПа |МПа |МПа |поверхности |

| |обработки |заготовки |ширина обода| | | |НВ (НRC) |

| | |шестерни, мм|колеса, мм | | | | |

|45 |Нормализация |Любой |Любая |600 |320 |270 |179…207 |

|45 |Улучшение |125 |30 |780 |540 |350 |235…262 |

| | |80 |50 |890 |650 |400 |269…302 |

|40Х |Улучшение |200 |125 |790 |640 |355 |235…262 |

| | |125 |80 |900 |750 |400 |269..302 |

|40Х |Улучшение и |125 |80 |900 |750 |400 |45…50 |

| |ТВЧ закалка | | | | | | |

|40ХН,35ХМ |Улучшение |315 |200 |800 |630 |350 |235…262 |

| | |200 |125 |920 |750 |410 |269…302 |

|40ХН,35ХМ |Улучшение и | | | | | | |

| |ТВЧ закалка |200 |125 |920 |750 |410 |48…53 |

|45ХН |Улучшение |315 |200 |830 |660 |370 |235…262 |

| | |200 |125 |950 |780 |420 |269…302 |

Продолжение табл. 1

|Марка |Вид |Предельный |Предельная |?В, |?Т , |?-1 , |Твердость |

|стали |термической |диаметр |толщина или |МПа |МПа |МПа |поверхности |

| |обработки |заготовки |ширина обода| | | |НВ (НRC) |

| | |шестерни, мм|колеса, мм | | | | |

|18ХГТ, |Цементация и |200 |125 |1000 |800 |440 |56…63 |

|20ХНМ |закалка | | | | | | |

|40ХНМА |Мягкое |200 |125 |980 |780 |440 |26…30 |

| |азотирование | | | | | | |

|38ХМЮА |Жесткое |200 |120 |1050 |900 |460 |63…65 |

| |азотирование | | | | | | |

|20Х, 12ХН3А |Цементация и |200 |125 |1000 |800 |445 |56…63 |

| |закалка |120 |80 |780 |640 |370 |50…63 |

|50Г |Нормализация |400 |200 |610 |320 |270 |190…229 |

| |Улучшение |200 |125 |690 |390 |310 |241…285 |

|30ХГТ |Цементация и |120 |60 |1100 |800 |490 |56…63 |

| |закалка |200 |120 |900 |750 |400 |56…63 |

| | |300 |160 |850 |700 |380 |56…63 |

|30ХГС |Нормализация |60 |30 |980 |840 |430 |215…229 |

| | |160 |90 |890 |690 |400 | |

| | |250 |140 |790 |640 |355 | |

|30ХГС |Улучшение |140 |80 |1020 |840 |440 |235…280 |

| | |300 |160 |930 |740 |415 | |

Таблица 2

Значения предела контактной выносливости и коэффициента

безопасности

|Термическая и термохимическая |Средняя |?HO, |[S]H|

|обработка |твердость |МПа | |

|Нормализация и улучшение |350НВ) колес.

Расчет прямозубых передач ведут по меньшему из полученных для шестерни

и колеса значений [?]H.

Для непрямозубых передач

[?]H=0,45([?]H1+[?]H2) , (5)

при этом должно выполняться условие

[?]H350НВ; NFЕ – эквивалентное число циклов

нагружения зубьев за весь срок службы передачи, определяемое по формулам

(3) или (4), но при этом в формуле (4) m=6 при твердости 350НВ.

Значения KFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах

1< KFL350HB.

Для реверсивных передач значения [?]F уменьшают на 20%.

4.4. Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно

допускаемыеуле:

[pic], (8)

где i – передаточное отношение ступени редуктора; А – численный

коэффициент, А=310 для прямозубых передач; А=270 для косозубых и шевронных

передач; Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н?мм; ?ba=b2/aw –

коэффициент ширины зубчатого венца. По ГОСТ 2185-66* ?ba может принимать

значения: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0;

1,25. Для прямозубых передач ?ba=0,125…0,25; для косозубых ?ba=0,25…0,4;

для шевронных ?ba=0,5…1,0; КН – коэффициент нагрузки

КН = КН?? КН?? КНv,

где КН?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

между зубьями. Для прямозубых передач КН?=1, для непрямозубых КН?=1,0…1,15;

КН? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца (табл. 4). КНv- коэффициент динамичности нагрузки,

КНv= 1…1,1.

Таблица 4

Ориентировочные значения КН?

|Расположение колес |Твердость |

|относительно опор | |

| |350НВ |

|Симметричное |1,0…1,15 |1,05…1,25 |

|Несимметричное |1,1…1,25 |1,15…1,35 |

|Консольное |1,2…1,35 |1,25…1,45 |

По полученному значению аw принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-

66 (мм): 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180);

200; (224); 250; (280); 315; (355); 400 (значения в скобках менее

предпочтительны).

4.6. Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса 45 HRC и колеса 350 НВ m=(0,016…0,0315)аw.

По ГОСТ 9563-80* принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм):

1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 2,5; (2,75); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5);

6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).

Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный модуль mn.

4.7. Определение суммарного числа зубьев

Для прямозубых передач z?= z1+z2=2аw/m; для косозубых и шевронных z?= z1+

z2=2аwсоs? / mn, где ? – угол наклона зубьев. Для косозубых передач

?=8…18є, для шевронных ?=25…40є.

4.8. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

z1= z?/(i +1); z2=z? - z1,

при этом z1>zmin=17cos3?.

По округленным до целых значениям чисел зубьев уточняется передаточное

отношение i= z2/z1. Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным

отношением не должно превышать +2,5%.

4.9. Проверка межосевого расстояния

Для прямозубых колес аw=0,5(z1+z2)m, для косозубых и шевронных

аw=0,5(z1+z2)mn/cos?. Если полученное значение аw не соответствует ранее

принятому стандартному, расхождение устраняется изменением угла наклона

зубьев

сos?=0,5(z1+ z2)mn/ аw,

где аw – стандартное значение.

Вычисление сos? производится с точностью до пяти значащих цифр.

Действительный угол наклона зубьев ? при этом определяется с точностью до

1секунды. Рекомендуется проверить расчеты, определив

d1=z1mn/cos ?; d2=z2mn/cos ?

c точностью до сотых долей миллиметра и убедиться, что расчетное межосевое

расстояние 0,5(d1+ d2)= аw соответствует принятому ранее.

4.10. Проверка значения ?ba

Если принятое ранее значение ?ba2,5mn/(awsin?).

Ширина зубчатого венца колеса b2=?baaw, шестерни

b1= b2+(5…10)мм с последующим округлением до целых значений.

4.11. Проверка правильности принятых ранее значений размеров

заготовок

Диаметр заготовки для шестерни

dзаг1? dа1+(5…10)мм;

ширина заготовки для зубчатого колеса bзаг2= b2+5мм; толщина заготовки для

обода колеса sзаг2=5mn+(7…10)мм. Полученные значения размеров заготовок не

должны превышать принятых ранее по табл.1.

4.12. Определение окружной скорости в зацеплении

v=?d1·n1/(60·1000), м/с.

4.13. Назначение степени точности передачи в зависимости от

окружной скорости (табл.5)

Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.

Таблица 5

Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81

|Передача |Зубья |Предельная окружная скорость, м/с при|

| | |степени точности |

| | |6 |7 |8 |9 |

|Цилиндрическая |Прямые |15 |10 |6 |2 |

| |Непрямые |30 |15 |10 |4 |

|Коническая |Прямые |13 |8 |4 |1,5 |

| |Непрямые |20 |10 |7 |3 |

4.14. Уточнение коэффициента нагрузки

Кн= Кн?? Кн?? Кнv, (9)

где Кн?=1 – для прямозубых передач; для непрямозубых см. табл.6.

Таблица 6

Значение коэффициента Кн? для непрямозубых колес

|Степень |Окружная скорость, м/с |

|точности | |

| |до 1 |5 |10 |15 |20 |

|6 |1,0 |1,02 |1,03 |1,04 |1,05 |

|7 |1,02 |1,05 |1,07 |1,10 |1,12 |

|8 |1,06 |1,09 |1,13 |- |- |

|9 |1,10 |1,16 |- |- |- |

Значения Кн? и Кнv принимаются по табл. 7, 8.

4.15. Проверка величины расчетного контактного напряжения

[pic], (10)

полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах

(0,8…1,05) [?]Н.

Таблица 7

Значения коэффициента Кн?

|?bd=b2/d1 |Твердость 350 |

| |Расположение колес |Расположение колес |

| |консоль-|несиммет-р|симмет-|консоль-|несимме-|симмет-р|

| |ное |ичное |ричное |ное |тричное |ичное |

|0,4 |1,15 |1,04 |1,0 |1,33 |1,08 |1,02 |

|0,6 |1,24 |1,06 |1,02 |1,50 |1,14 |1,04 |

|0,8 |1,30 |1,08 |1,03 |- |1,21 |1,06 |

|1,0 |- |1,11 |1,04 |- |1,29 |1,09 |

|1,2 |- |1,15 |1,05 |- |1,36 |1,12 |

|1,4 |- |1,18 |1,07 |- |- |1,16 |

|1,6 |- |1,22 |1,09 |- |- |1,21 |

|1,8 |- |1,25 |1,11 |- |- |- |

|2,0 |- |1,30 |1,14 |- |- |- |

4.16. Проверка контактной прочности при кратковременных

перегрузках

[pic][pic], (11)

где ?Н – расчетное напряжение, полученное по формуле (10).

4.17. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

[pic], (12)

где YF – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для

непрямозубых колес – от эквивалентного числа зубьев zv=z/cos3?).

|z… 17 20 22 24 26 |

|28 30 |

|YF… 4,26 4,07 3,98 3,92 3,88 |

|3,81 3,71 |

|z… 40 50 60 80 100 |

|и более |

|YF… 4,70 4,65 3,62 3,61 3,60 |

Y? – коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Для прямозубых колес Y? =1, для непрямозубых Y? =1-?/140?.

КFL – коэффициент нагрузки, КF = КF?? КF?? КFv,

где КF? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

между зубьями. Для прямозубых передач КF?=1, для непрямозубых значения КF?

следующие:

Степень точности 6 7 8 9

КF? 0,7 0,8 0,9 1,0.

КF??- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца (табл.9). КFv, - коэффициент динамичности нагрузки

(табл.10).

Расчет по формуле (12) выполняется для менее прочного из пары зубчатых

колес, т.е. для того, у которого отношение [?]F/YF имеет меньшее значение.

Таблица 8

Значения коэффициента Кнv

|Степень | |Твердость, |Окружная скорость, м/с |

|точности |Зубья |НВ | |

| | | |до 3 |3…8 |8…12,5 |12,5…20 |

| |Прямые |350 |1,0 |1,15 |1,25 |1,35 |

| |Непрямые |350 |1,0 |1,0 |1,0 |1,1 |

| |Прямые |350 |1,15 |1,25 |1,35 |- |

| |Непрямые |350 |1,0 |1,0 |1,1 |1,1 |

| |Прямые |350 |1,2 |1,35 |- |- |

| |Непрямые |350 |1,1 |1,2 |1,3 |- |

4.18. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

[pic]

где [pic] - расчетное напряжение по формуле (12).

Таблица 9

Значения коэффициента КF?

| | |Расположение колес |

|[pic] |Твердость | |

| | |симмет-ри|несиммет-р|консольные, |консольно-ро|

| | |чное |ичное |шариковые |ликовые |

| | | | |подшипники |подшипники |

|0,2 | |1,0 |1,04 |1,18 |1,10 |

|0,4 | |1,03 |1,07 |1,37 |1,21 |

|0,6 | |1,05 |1,12 |1,62 |1,40 |

|0,8 | |1,08 |1,17 |- |1,59 |

|1,0 |350HB |1,20 |1,40 |- |- |

|1,2 | |1,30 |1,43 |- |- |

|1,4 | |1,40 |- |- |- |

Таблица 10

Значения коэффициента КFv

| |Степень |Твердость, |Окружная скорость, м/с |

|Зубья |точности |НВ | |

| | | |3 |3…8 |8…12,5 |

| |6 |350 |1,0 |1,15 |1,25 |

|Прямые |7 |350 |1,15 |1,25 |1,35 |

| |8 |350 |1,2 |1,35 |- |

| |6 |350 |1,0 |1,0 |1,0 |

|Непрямые |7 |350 |1,0 |1,0 |1,2 |

| |8 |350 |1,1 |1,2 |1,3 |

4.19. Определение и сведение в таблицу основных параметров

передачи (табл.11)

Таблица 11

,Основные параметры зубчатой передачи

| |Обозначение и |

|Наименование параметра |численное значение|

5. Последовательность проектного расчета закрытых

конических прямозубых передач

5.1. Выбор материала зубчатых колес и назначение термической обработки (см.

п. 4.1.)

Для конических зубчатых колес твердость шестерни должна быть выше твердости

колеса не менее чем на 100 единиц НВ.

5.2. Определение допускаемых напряжений (см. п. 4.2…4.3)

5.3. Определение внешнего делительного диаметра колеса

[pic], (13)

где Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·мм; i – передаточное отношение;

КН – коэффициент нагрузки. При твердости активных поверхностей зубьев

350 КН= 1,35; ?bRe=

b/Re[ ?i], принимается нестандартное значение me

(вычисляется до тысячных долей миллиметра).

5.5. Определение углов при вершине делительных конусов

[pic]ctg ?1= tg ?2= i= z2/ z1.

5.6. Проверка правильности выбора размеров заготовок

dзаг1? dе1+(3…3,5)me; sзаг2? 5me+(5…7) мм.

Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее.

5.7. Определение внешнего конусного расстояния

[pic].

5.8. Определение ширины зубчатого венца

b= 0,285Re,

при этом должно выполняться условие b45HRC с шлифованной или полированной поверхностью витков.

Выбор материала для зубчатого венца колеса (см. табл.14) связан со

скоростью скольжения, которую ориентировочно можно определить по формуле:

[pic],

где n1 – частота вращения червяка, мин-1; Т2 – момент на валу червячного

колеса, Н?м.

Коэффициент Сv учитывает интенсивность изнашивания материала, зависит от

скорости скольжения:

vs, м/с 4 5 6 7

8

Сv 1,0 0,95 0,88 0,83

0,9

Допускаемые напряжения на изгиб

[?]F=(0,25 ?T+0,08 ?B)KFL для 1 и П групп;

[?]F=0,22 ?ВИKFL для Ш группы.

Предельно допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках:

[?]Нпр=4?T; [?]Fпр=0,8?T - для 1 группы;

[?]Нпр=2?T; [?]Fпр=0,8?T - для П группы;

[?]Нпр=1,65?ВИ; [?]Fпр=0,75?ВИ - для Ш группы.

KНL- коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

[pic]

KFL- коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

[pic]

Здесь NHE и NFE – число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы

передачи, определяются по формулам (3) или (4), но при определении NHE в

формуле (4) m=4, при определении NFE m=9.

Значения KНL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах

Таблица 14

Материалы и допускаемые контактные напряжения для венцов червячных колес

|Группа |Материал |Способ |?В, |?Т, |[?]Н, |

| | |отливки |МПа |МПа |МПа |

| |Бр 010Н1Ф1 |Ц |285 |165 |Сv0,9 ?ВКHL |

|1 |vs, 0,212z2.

6.5. Определение коэффициента смещения инструмента

x=(aw/m) –0,5(z2+q),

при этом должно выполняться условие

-1(11+0,06 z2)m;

при z1=4

b1>(12,5+0,09 z2)m;

угол подъема витков червяка ?=arctg(z1/q);

диаметр вершин зубьев колеса dа2=m(z2+2+2x);

диаметр колеса наибольший dам2< dа2+6m(z1+2);

диаметр впадин зубьев колеса df2=m(z2-2,4+2x);

ширина зубчатого венца колеса при z1=1; 2 b2=0,335аw;

при z1=4

b2=0,315аw;

6.8. Определение окружных скоростей на червяке и колесе v1=0,5?1d1·10-3,

м/с; v2=0,5?2d2·10-3, м/с и скорости скольжения

vs= v1/cos?

Если скорость скольжения отличается от ранее принятой, необходимо уточнить

значение допускаемого напряжения для материала колеса.

6.9. Назначение степени точности

Степень точности червячных передач определяется в зависимости от скорости

скольжения:

vs, , м/с 2 5

10

степень точности 9 8

7.

6.10. Определение КПД передачи

?=(0,95…0,96)tq(?+??),

где ?? - приведенный угол трения [2], c.35; [3], табл.4.4.

6.11. Силы в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке Ft2= Fa1=2T2/d2; окружная на червяке

и осевая на колесе Ft1= Fa2=2T1/d1; радиальные силы Fr1= F r2= Ft2tg?; где

? – угол профиля витка червяка.

6.12.Расчетное контактное напряжение

[pic],

где К – коэффициент нагрузки. При v23м/с К=1,1…1,3; [?]Н

– уточненное по действительной скорости скольжения vs значение допускаемого

напряжения.

6.13. Проверка зубьев колеса на изгиб

[pic],

где YF – коэффициент формы зуба, выбираемый по эквивалентному числу зубьев

колеса zv2=z2/cos3?:

zv2 20 26 30 35 40 45 50 60

80 100 150

YF 1,98 1,85 1,76 1,64 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34

1,3 1,27.

? – коэффициент, учитывающий износ зубьев. Для закрытых передач ?=1.

6.14. Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках

[pic]

где ?Н, ?F – расчетные напряжения (см. пп. 6.12, 6.13).

6.15. Сведение в таблицу основных параметров передачи (табл. 15)

Таблица 15

Основные параметры червячной передачи

|Наименование параметра |Обозначение и |

| |величина |

|1. Вращающий момент на валу колеса, Н?м. |Т2= |

|2. Угловые скорости валов, рад/с |?1= |

| |?2= |

|3.Межосевое расстояние, мм |аw= |

|4. Модуль осевой, мм |m= |

|5.Число витков червяка |z1= |

|6. Число зубьев колеса |z2= |

|7. Диаметр делительный, мм: червяка |d1= |

|колеса |d2= |

|8. Диаметр начальный червяка, мм |dw1= |

|9. Диаметр вершин витков червяка, мм |da1= |

|10. Диаметр впадин витков червяка, мм |df1= |

|11. Длина нарезанной части червяка, мм. |b1= |

|12. Диаметр вершин зубьев колеса, мм |da2= |

|13. Диаметр впадин зубьев колеса, мм |df2= |

|14. Диаметр колеса наибольший, мм |daм2= |

|15. Ширина зубчатого венца, мм |b2= |

|16. КПД передачи |?= |

|17. Степень точности | |

|18. Силы в зацеплении, Н |Ft1= Fa2= |

| |Ft2= Fa1= |

| |Fr1= Fr2= |

Библиографический список

Баранцов В.Я. Методические указания к разработке и оформлению курсовых

проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и

основы конструирования» / Баранцов В.Я., Зайцева Т.Г. Липецк: ЛГТУ, 2002,-

32 с.,(№2782).

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для

техн. спец. вузов/П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов.-М.: Высш. шк., 2000.- 447с.

.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/Под ред. С.А.

Чернавского. М.: Высш. шк., 1988.- 416 с.

Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. Учебник для вузов/ Г.Б.Иосилевич,

Г.Б. Строганов, Г.С. Маслов. Под ред. Г.Б. Иосилевича.-М.: Высш. шк. –

1989.- 315 с.

Владимир Яковлевич Баранцов

Тамара Герасимовна Зайцева

Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Методические указания

Редактор Бирлева Н.Ю.

Подписано к печати. Формат 60х801/16.Ризография. Бесплатно. Объем 2,0 п.л.

Тираж 800 экз. Заказ. Бумага газетная.

Липецкий государственный технический университет. 398600. Липецк, ул.

Московская, 30. Типография ЛГТУ. 398600. Липецк,

ул. Московская, 30.