рефераты конспекты курсовые дипломные лекции шпоры

Раздел Образование
/
Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач

Реферат Курсовая Конспект

Выберите учебное заведение

Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач

Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач - раздел Образование, ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ Зубчатые Передачи Являются Наиболее Распространенными Механическими Передачам...

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными механическими передачами и механизмами самых различных машин, приборов и приспособлений. Важнейшей задачей проектирования является выбор материала зубчатых колёс и определение их минимальных размеров при условии обеспечения работоспособности передачи в течение требуемого срока службы.

Основными видами разрушения зубчатых колес являются усталостное выкрашивание боковых поверхностей зубьев от действия переменных контактных напряжений и поломка зубьев от действия переменных напряжений при изгибе.

При всём многообразии конструкций зубчатых передач их расчёт выполняется по единой методике, заданной в ГОСТ 21354-87 "Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность". При этом к данной методике сводится расчёт любой зубчатой передачи введением или коррекцией некоторых параметров.

Исходными данными для расчета являются требуемое передаточное отношение, передаваемые вращающие моменты на валах шестерни и колеса, частоты вращения шестерни и колеса, требуемое число циклов нагружения передачи за весь срок службы.

Результатом расчёта являются основные размеры зубчатых колёс передачи, действующие в зубьях изгибные и контактные напряжения, а также силы в зубчатом зацеплении, которые будут использованы для расчёта валов и выбора подшипников.

Принципиальным моментом прочностных расчётов является корректное назначение допускаемых напряжений, которые в первую очередь зависят от механических свойств материалов, их термообработки, а также от режима работы передачи: реверсивная или нереверсивная.

Зубчатые передачи работают всегда в условиях циклических переменных нагрузок. Поэтому предельные контактные σ_Н_lim и изгибные напряжения σ_Flim материалов корректируются с учётом ресурса изделия, т.е. фактического числа N_E циклов деформации (нагружения) зубьев передач.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов, наиболее часто применяемых для изготовления колёс зубчатых передач
А − для цилиндрических, планетарных и конических зубчатых колёс
ГОСТ	Материал	*	HB(HRC)	σ_Hlim, МПа	S_H	σ_Flim, МПа	S_F
1050-88	Ст 40	У	192..228	1,8НВ+65	1,1	1,8НВ	1,65
1050-88	Ст 45	Н	170..217	1,8НВ+65	1,1	1,8НВ	1,65
		У	265..302	1,8НВ+65	1,1	1,8НВ	1,65
		ЗП	192..228 (48...55)	14HRC+165	1,2		1,7
1050-88	Ст 50Г	З	(28...33)		1,2		1,7
4543-71	40Х	У	230..285	1,8НВ+65	1,1	1,8НВ	1,6
		ЗО	340..425 (35...45)	18,5HRC+135	1,2		1,7
		ЗП	500..600 (52...56)	14HRC+165	1,2		1,7
4543-71	45ХН	У	220..250	1,8НВ+65	1,2	1,8НВ	1,65
		ЗП	470..540 (48...55)		1,1		1,7
4543-71	20Х	Ц	40(56...62)	23HRC	1,2		2,2
4543-71	12ХН3А	Ц	600(56..62)	23HRC	1,2		2,2
ТУ 14-1-228-88	38Х2МЮА	А	300(55...75)		1,2	12HRC+300	2,2
4543-71	18ХГТ	Ц	400(56..62)		1,2		2,2
1412-85	СЧ15	О	163..229	1,8НВ+65	1,1		1,8
1412-85	СЧ20	О	170..241	1,8НВ+65	1,1		1,8
1412-85	СЧ35	О	197..269	1,8НВ+65	1,1		1,8
1412-85	СЧ45	О	229..289	1,8НВ+65	1,1		1,8
4383-68	Д16М,	О			1,1		1,8
	Д16Т	ЗО			1,1		1,8
5-78	ПТК, ПТ				1,1		1,8
ТУ 6-00-309-70	Капрон		10…12		1,1		1,8
Б − для зубчатых колёс волновых передач
Марка стали	Механические свойства, МПа	Термообработка − улучшение
σ_В	σ_-1	τ_-1
40Х				НВ 230¸285
30ХМА				НВ 230¸285
40ХНМА				НВ 230¸285
30ХГСА				НВ 230¸285

Продолжение таблицы 3.1

В − для зубчатых червячных колёс, работающих в зацеплении со стальным термообработанным червяком

Материал (ГОСТ)

s_В,

s_Т,

E∙10⁵

σ_Flim

σ_Hlim

V_max, м/с

Скорость скольжения V, м/с

0,5

БрО10Ф1(613-79)

0,74

80..100

1,01

100..120

БрО10НФ(614-97)

ЦБ

0,98

100..120

Бр06Ц6С3(613-79)

0,93

60..76

Бр05Ц5С5(613-79)

0,88

60..68

60..66

БрА9ЖЗЛ(439-79)

1,1

СЧ15 (1412-85)

0,9

163..229

Примечания. * Вид термообработки: А – азотирование, З – закалка, ЗО – зак. объёмная,

ЗП – зак. поверхностная, Н – нормализация, О – отжиг, У – улучшение, Ц – цементация.

** Способ отливки: З – в землю; К – в кокиль; ЦБ – центробежное литьё.

Модуль упругости для сталей E = 2,1·105 МПа; для чугунов E = 1,15·105 МПа;

для бронз Е = 1,02·105 МПа; для дюралюминия E = 7·104 МПа;

для текстолита E =(6…10)·103 МПа, полиамидная смола E = 2,3·103 МПа.

Коэффициент Пуассона для сталей μ = 0,3; для чугунов μ = 0,25;

для бронз μ = 0,3; для алюминиевых сплавов μ = 0,32…0,36;

для текстолитов μ = 0,08…0,11; для полиамидных смол μ = 0,3…0,35.

Для нереверсивной передачи в качестве базовых допускаемых изгибных напряжений

принимают σ_Flim, для реверсивной передачи эту величину умножают на коэффициент

K_FC =0,72 для сталей, K_FC =0,74 для чугунов, K_FC =0,77 для дюралюминия и пластмасс.

Фактическое число циклов N_E вычисляют, так или иначе, по заданному ресурсу машины. Это либо требуемое число часов работы, либо фиксированное количество циклов деформации, либо количество оборотов колёс за срок службы. Расчёт фактического числа циклов наработки индивидуален для каждого конкретного привода и приведён ниже при расчёте соответствующей передачи.

Рассчитанное фактическое число циклов N_E сопоставляют с базовым числом циклов N_O, определяемым для контактных напряжений в зависимости от твёрдости материала N_HO = 30∙НВ^2,4, но не более 1,2∙10⁸; а для изгибных напряжений в зависимости от типа материала: для стальных колёс N_FO = 4·10⁶, для колёс из других материалов N_FO = 3·10⁶.

Сопоставляя фактические и базовые числа циклов, для каждого колеса рассчитывают коэффициенты долговечности, которые учитывают влияние ресурса и режима нагрузки передачи.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям, K_HL:

− если N_HE < N_HO , то K_HL = (N_HOi/N_HEi)^1/6, но не более 2,6 для материалов однородной структуры (с одинаковой твёрдостью поверхности и сердцевины: либо без закалки, либо с объёмной закалкой, отжиг) и не более 1,8 для материалов с поверхностью твёрже сердцевины (поверхностное упрочнение: поверхностная закалка, азотирование, нормализация, улучшение, цементация);

− если N_HE > N_HO, то K_HL = (N_HO/N_HE)^1/20, но не менее 0,75.

Коэффициент долговечности по изгибным напряжениям, K_FL:

− для колёс с материалом однородной структуры (одинаковой твёрдостью поверхности и сердцевины зубьев: либо без закалки, либо с объёмной закалкой, отжиг) K_FL = (N_FO/N_FE)^1/6, но не менее 1 и не более 4;

− для колёс с поверхностью зубьев твёрже, чем сердцевина (поверхностное упрочнение) K_FL = (N_FO/N_FE)^1/9, но не менее 1 и не более 2,5.

С учётом коэффициентов долговечности для каждого колеса вычисляются допускаемые контактные напряжения: [σ_Н] = (σ_Н_lim /S_H)·K_H_L;

и допускаемые напряжения при изгибе: [σ_F] = (σ_Flim /S_F)·K_F_L·K_FC.

Расчёты на прочность зубчатых колёс проводятся с учётом полученных допускаемых напряжений [σ_Н] и [σ_F].

При расчёте фактических напряжений в зубьях колёс используются корректирующие коэффициенты (табл. 3.2 … 3.8):

Таблица 3.2 Коэффициент распределения нагрузки K_Ha
Степень точности передачи	Окружная скоростьV, м/с
< 1	1…5	5…10	10…15	15 …20
	1,00	1,02	1,03	1,04	1,05
	1,02	1,05	1,07	1,10	1,12
	1,06	1,09	1,13	–	–
	1,10	1,16	–	–	–
Примечание. Для прямозубых колёс K_Ha = 1.

Таблица 3.3 Коэффициент концентрации нагрузки K_Нβ
	Твердость поверхностей зубьев
£ НВ 350	> НВ 350
I	II	III	IV	I	II	III	IV
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8	1,00 1,03 1,05 1,08 1,10 1,13 1,19 1,25 1,32	1,04 1,07 1,12 1,17 1,23 1,30 1,38 1,45 1,53	1,18 1,37 1,62 − − − − − −	1,10 1,21 1,40 1,59 − − − − −	1,03 1,07 1,09 1,13 1,20 1,30 1,40 − −	1,05 1,10 1,18 1,28 1,40 1,53 − − −	1,32 1,70 − − − − − − −	1,20 1,45 1,72 − − − − − −
Примечание. I − симметричное расположение колёс относительно опор; II − несимметричное; III − консольное при установке валов на шариковых подшипниках; IV − то же, но на роликовых подшипниках.

Таблица 3.4 Коэффициент динамичности приложения нагрузки K_H_V
Степень точности передачи	Твердость поверхности зубьев НВ	Окружная скорость V, м/с
< 1
	£350 >350	1,03/1,01 1,02/1,00	1,06/1,02 1,04/1,00	1,12/1,03 1,07/1,02	1,17/1,04 1,10/1,02	1,23/1,06 1,15/1,03	1,28/1,07 1,18/1,04
	£350 >350	1,04/1,02 1,03/1,00	1,07/1,03 1,05/1,01	1,14/1,05 1,09/1,02	1,21/1,06 1,14/1,03	1,29/1,07 1,19/1,03	1,36/1,08 1,24/1,04
	£350 >350	1,04/1,01 1,03/1,01	1,08/1,02 1,06/1,01	1,16/1,04 1,10/1,02	1,24/1,06 1,16/1,03	1,32/1,07 1,22/1,04	1,40/1,08 1,26/1,05
	£350 >350	1,05/1,01 1,04/1,01	1,10/1,03 1,07/1,01	1,20/1,05 1,13/1,02	1,30/1,07 1,20/1,03	1,40/1,09 1,26/1,04	1,50/1,12 1,32/1,05
Примечание. В числителе данные для прямозубых колёс, в знаменателе – для косозубых.

Таблица 3.5 Коэффициент распределения нагрузки К_Fα
Степень точности передачи					Для прямозубых колёс (β = 0) К_Fα= 1,00
Коэффициент К_Fα	0,72	0,81	0,91	1,00

Таблица 3.6 Коэффициент концентрации нагрузки K_Fβ
	Твердость поверхностей зубьев
£ НВ 350	> НВ 350
I	II	III	IV	I	II	III	IV
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8	1,00 1,03 1,05 1,08 1,10 1,13 1,19 1,25 1,32	1,04 1,07 1,12 1,17 1,23 1,30 1,38 1,45 1,53	1,18 1,37 1,62 − − − − − −	1,10 1,21 1,40 1,59 − − − − −	1,03 1,07 1,09 1,13 1,20 1,30 1,40 − −	1,05 1,10 1,18 1,28 1,40 1,53 − − −	1,32 1,70 − − − − − − −	1,20 1,45 1,72 − − − − − −
Примечание. I − симметричное расположение колёс относительно опор; II − несимметричное; III − консольное при установке валов на шариковых подшипниках; IV − то же, но на роликовых подшипниках.

Таблица 3.7 Коэффициент динамичности К_FV
Степень точности	Твёрдость рабочей поверхности зубьев НВ	Значение К_FV при окружной скорости V, м/с
До 3	3-8	8-12,5
	≤350 >350	1/1 1/1	1,2/1 1,15/1	1,3/1,1 1,25/1
	≤350 >350	1,15/1 1,15/1	1,35/1 1,25/1	1,45/1,2 1,35/1,1
	≤350 >350	1,25/1,1 1,2/1,1	1,45/1,3 1,35/1,2	−/1,4 −/1,3
	≤350 >350	1,30/1,15 1,2/1,15	1,52/− 1,45/−	−/1,4 −/1,3
Примечание. В числителе указаны значения К_FV для прямозубых передач, в знаменателе – для косозубых.

Таблица 3.8 Значение коэффициента прочности зубьев Y_F(ГОСТ 21354-75)
Z или (Z_V* = Zcos³β у косозбых)*	Коэффициент смещения исходного контура
−0,5	−0,2		+0,2	+0,5	+0,8
Коэффициент Y_F
	−	−	−	−	−	2,96
	−	−	−	−	3,55	3,08
	−	−	−	4,05	3,56	3,14
	−	−	4,47	3,99	3,57	3,17
	−	−	4,30	3,97	3,58	3,21
	−	−	4,12	3,90	3,59	3,25
	−	4,39	3,96	3,81	3,60	3,33
	4,67	4,14	3,85	3,75	3,61	3,37
	4,21	3,90	3,75	3,68	3,62	3,44
	4,02	3,83	3,73	3,66	3,62	3,48
Z или Z_V = Zcos³β	Коэффициент смещения исходного контура
−0,5	−0,2		+0,2	+0,5	+0,8
	3,93	3,82	3,75	3,68	3,63	3,52
	3,84	3,81	3,74	−	−	−
	3,87	3,80	3,75	−	−	−
	3,86	3,80	3,75	−	−	−
	3,85	3,80	3,77	−	−	−

Таблица 3.9 Рекомендации по выбору степени точности передачи
Степень точности передачи (ГОСТ 1643-81)	Окружная скорость, V м/с,не более	Тип передач
прямозуб.	косозубые
6(высокоточные)			Высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи − делительные, отсчетные.
7 (точные)			Передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках или при повышенных скоростях и умеренных нагрузках.
(средней точности)			Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности.
(пониженной точности)			Тихоходные передачи с пониженными требованиями по точности.

Таблица 3.10 Рекомендуемые значения коэффициента ширины венца зубчатого колеса Ψ_bA = b/A_W
Расположение колес относительно опор	Твердость рабочих поверхностей зубьев
HB £ 350	HB > 350
Симметричное Несимметричное Консольное	0,30…0,50 0,25…0,40 0,20…0,25	0,25…0,30 0,20…0,25 0,15…0,20
Ψ_bA принять из стандартного ряда: 0,1; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1; 1,25.

−

Таблица 3.11 Ряды значений модуля m по ГОСТ 9563-80, мм

Предпочтительный: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32. Дополнительный: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22; 28; 36.

Таблица 3.12 Параметрические ряды значений межосевого расстояния А_W,мм

Предпочтительный: 40; 50; 67; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000…

Дополнительный: 53; 56; 60; 63; 71; 75; 85; 90; 95; 106; 112; 118; 132; 140; 150; 170; 180; 190; 212; 224; 236; 265; 280; 300; 335; 355; 375; 425; 450; 475; 520; 560; 580; 710; 900 …

Развернуть

Открыть в широком формате

– Конец работы –

Эта тема принадлежит разделу:

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА... ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО... САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ...

Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач

Что будем делать с полученным материалом:

Если этот материал оказался полезным ля Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:

Все темы данного раздела:

Транспортной техники
Условия работы приводов механизмов и машин транспортной техники имеют некоторую эксплуатационную специфику, продиктованную эксплуатацией в сравнительно тяжёлых условиях: − слабая пре

Транспортных приводов
Приводы в зависимости от величины и направления передаваемой мощности можно условно разделить на группы: − тяговые; − распределительные; − агрегатные;

Методика выбора оптимальных параметров привода
Современными источниками движения для подавляющего большинства машин и механизмов являются электрические и тепловые двигатели. Они надолго заняли эту технологическую нишу в силу своего неоспоримого

Транспортной техники
Главной особенностью расчётов при проектировании зубчатых колёс является учёт знакопеременных и динамических нагрузок, циклической усталости, корректный выбор допускаемых напряжений, коэффициентов

Тяговый привод тепловоза ТЭП60
Рис. 3.5. Силовой привод ТЭП60 Рассмотрим методику расчё

Привод шлагбаума ША-8N
Цилиндрические открытые зубчатые передачи рассчитываются аналогично закрытым. Методика расчёта соответствует ГОСТ 21354-87 "Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления

Расчёт планетарной передачи. Привод шуруповёрта ШВ-2М
Планетарные передачи применяются в качестве распределительных механизмов, позволяя регулировать потоки мощности путём торможения различных звеньев и как дифференциальный механизм. Эти передачи комп

Расчёт волнового редуктора. Привод шлагбаума ША-8N
Волновые передачи применяются тогда, когда необходимо существенно понизить частоту вращения высокооборотного электродвигателя при малых габаритах привода [45]. Это достигается за счёт применения ги

Привод системы охлаждения генератора тепловоза 2ТЭ10Л
Конические зубчатые передачи выходят из строя по тем же причинам, что и цилиндрические. Поэтому и рассчитываются они аналогично, лишь с использование параметров эквивалентных цилиндрических передач

Электробалластера ЭЛБ-1
Червячные передачи, благодаря своему высокому передаточному отношению и возможности самоторможения, применяются в грузоподъёмных механизмах строительных, путевых и дорожно-строительных машин.

Передвижения пакетов пути моторной платформы МПД
Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что отказ механизма неизбежен при температуре, выше предельной 95 °С. Допускаем

Расчёт фрикционных передач
Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёстких звеньев осуществляется за счёт сил трения (рис. 4.1). Их применяют для передачи движения между валами с параллельными и пересек

Электрогенераторов РД2Д и ТРКП
Ременные передачи относятся к быстроходным передачам и поэтому в приводах они чаще всего применяются в первой ступени, когда нужно понизить частоту вращения перед входом в редуктор. Чаще всего это

Расчёт зубчатоременных передач
Зубчатые ремни (ОСТ 3805114-76) выполняются бесконечными плоскими на наружной поверхности с выступами на внутренней поверхности, входящими в зацепление с зубьями на шкивах. Передают мощности до 200

Натяжные устройства ременных передач
В процессе работы любых ременных передач необходимо обеспечить постоянное заданное натяжение ремня. Для этого применяют три типа натяжных устройств: постоянного, периодического и автоматического де

Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337
Цепная передача (рис. 4.15) состоит из звёздочек и цепи, охватывающей звёздочки и зацепляющейся за их зубья [1, 8, 9]. Цепью можно приводить несколько ведомых звёздочек. Такие передачи устанавливаю

Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения
n1max = 14 Z11/4 ·103/p = 14 · 20 1/4 · 103 / 25,4

Расчёт валов. Ведущий вал мультипликатора ТРКП
Расчёт валов проводится с целью определения геометрических параметров (диаметров), способных выдерживать требуемые нагрузки, а также для проверки прочности спроектированного вала при действии знако

Расчёт и выбор подшипников скольжения
Подшипники скольжения, помимо своих специфических областей применения (разъёмные опоры, особо тяжелые валы, большие вибрации и удары, малые габариты, особо точного поворота, высоких частот вращения

Осевые подшипники привода EUK
Подшипники качения рассчитываются тогда, когда рассчитаны силы во всех зацеплениях, известны все моменты, действующие на валах, намечены места размещения опор валов и определены реакции опор. Эти р

Шпалоподбивочной машины ШПМ-2
Упругие втулочно-пальцевые муфты (МУВП) получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Это особенно удобно при замене разрушенных резино

Домкрат ДВ10
Винты с ходовыми резьбами, называемые также передачами винт-гайка или винтовыми механизмами, применяются для преобразования вращательного движения в поступательное или передачи сил, как силовые вин

Системы смазывания деталей приводов
В механизмах необходимо смазывать те сопряжения, в которых контактируют движущиеся детали. В первую очередь − зубчатые зацепления, особенно червячные, и подшипники. С

При перевозке в грузовом вагоне
Обычно расчёт сварных соединений выполняется на стадии проектирования машины, когда известен общий вид конструкции, примерное расположение и длина швов, по справочным данным назначена марка элект

Стяжных и анкерных болтов
Наиболее распространённым видом крепёжных деталей в транспортных машинах являются болты метрические с шестигранной головкой (табл 11.5,6). Болты (винты) изготавливают разных классов прочно

Расчёт соединения с натягом. Посадка колеса на ось колёсной пары локомотива
Соединения деталей с натягом широко распространены в транспортном машиностроении. Образуются за счёт натяга, т.е. отрицательной разницы диаметров охватывающей детали (отверстия) и о

Определяем минимальный расчётный натяг
Δmin = pkmind2(С1/Е1 + С2

Расчёт шпоночных соединений
Поскольку призматическая и сегментная шпонки передают вращающий момент между валом и колесом, воспринимая его через контактные усилия на своих боковых поверхностях, то основной проектировочный расч

Кранов УКД-12,5 и ПКД-25
Шлицы надёжнее шпонок, особенно при переменных нагрузках, точнее центрируют детали, облегчают продольные перемещения деталей на валу. Как по внешнему виду, так и по динамическим условиям работы шли

Расчёт штифтовых соединений
Такие соединения образуются совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических штифтов [1, 8, 9]. Цилиндрические штифты

Библиографический список
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя : В 3 т. – 9-е изд., перераб. и доп. ; под ред. И.Н. Жестковой. – М. : Машиностроение, 2006. – Т.1 – 928 с. ; Т.2 – 960 с. ; Т.3 – 928