Расчет закрытых передач

 

МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Оренбургский государственный университет» 
 

Кафедра деталей машин и прикладной механики 
 
 

    Ю.А.ЧИРКОВ, Р.Н. УЗЯКОВ, 

    Н.Ф. ВАСИЛЬЕВ, В.Г. СТАВИШЕНКО,

    С.Ю. РЕШЕТОВ 
 
 

РАСЧЕТ  ЗАКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ 
 

МЕТОДИЧЕСКИЕ  УКАЗАНИЯ

ПО РАСЧЕТУ  ПЕРЕДАЧ

В КУРСОВЫХ ПРОЕКТАХ  
 
 
 
 
 

Рекомендовано к изданию Редакционно-издательским советом государственного образовательного учреждения

высшего профессионального образования

«Оренбургский государственный университет» 
 
 
 
 

Оренбург 2003

 

 

ББК  34.445.72с

     Ч 65

УДК 621.833(075.8) 
 
 
 

     Рецензент

     доктор  технических наук, профессор В.М. Кушнаренко  
 
 

Чирков  Ю.А., Узяков Р.Н., Васильев Н.Ф., СтавишенкоВ.Г.,

Решетов С.Ю.

Ч 65    Расчет закрытых  передач: Методические указания по расчету                            передач в курсовых проектах. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2001- 31 с.  
 
 
 
 
 
 
 

      Методические  указания предназначены для выполнения расчета цилиндрических, конических и червячных передач в курсовых проектах (работах) по дисциплине  «Прикладная механика», «Механика», «Техническая механика»  для студентов немеханических специальностей. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ББК 34.445 

                                                   Ó Чирков Ю.А.

           Ó ГОУ ОГУ, 2001 
 

Содержание

Введение

 

     В методических указаниях изложена методика расчета закрытых передач, используемых в силовых приводах, изучаемых  студентами в курсах «Прикладная механика», «Механика», «Техническая механика». Указания способствуют  ускорению и унификации выполнения и оформления расчетов закрытых передач в курсовых проектах и работах. 

     Цель  расчета: определение параметров зацепления, геометрических размеров зубчатых колёс и сил, действующих в зацеплении.

      Для закрытых передач проектный расчет выполняется на выносливость по допускаемым контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

     Определив на основе этого расчета размеры  колес и параметры зацепления, выполняют проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев – основного вида отказа данного типа передач.

     Методические  указания содержат рекомендации, справочный материал и примеры расчетов цилиндрических, конических и червячных закрытых передач. 

     В методических указаниях принята  единая система физических единиц (СИ) со  следующими отклонениями, допущенными  в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчеты  деталей машин: размеры  деталей  передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, деленных на миллиметры в квадрате (Н/мм²), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах, умноженных на миллиметр (Н·мм). У отдельных групп соответствующих формул даны соответствующие примечания.

     После выполнения расчетов рекомендуется  выполнить расчеты на ЭВМ, вызвав необходимую программу указав С:/DMRA/start.bat. В процессе этих расчетов можно варьировать некоторые данные передачи и сделать проверку правильности расчетов. 
 

1 Расчет закрытых  цилиндрических передач

 

      Закрытые  цилиндрические передачи (прямозубые, косозубые, шевронные, с внешним и внутренним зацеплением) и обозначение их параметров показаны на рисунке 1.  

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                               а)                                                                        б) 

      а – внешнее зацепление;  б –  внутреннее зацепление 

      Рисунок 1 

      Исходные  данные для расчета передачи выбираются из кинематического расчета силового привода с соответствующих валов  и вводятся новые обозначения: параметры для зубчатой шестерни обозначаются с индексом единица, а параметры для зубчатого колеса обозначаются с индексом два.

      Вращающий момент:

      

      Угловая скорость:

       .

      Частота ращения:

       .

      Передаточное  число:

           .

      1.1 Выбор материала  зубчатых колес,  назначение упрочняющей  обработки и определение допускаемых напряжений

      В редукторостроении экономически целесообразно  применять стали с  .

      1.1.1 Материал колеса выбираем по таблице А.1 приложения – сталь с , например, сталь 45, термообработка – улучшение.

      Твердость .

      Предел  прочности    МПа (Н/мм²).

      Предел  текучести  МПа (Н/мм²).

      Допускаемые контактные напряжения:

       ,

где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов,

-коэффициент долговечности,  для редукторостроения 

       - коэффициент безопасности.

      Допускаемые напряжения изгиба:

       ,

где  - предел выносливости при базовом числе циклов переменных напряжений

      

       - коэффициент безопасности,

       - коэффициент долговечности,

       - коэффициент, учитывающий реверсивность  движения,

       - для нереверсивного движения,

       - для реверсивного движения.

     1.1.2 Материал шестерни должен быть тверже материала колеса, так как зубья шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья зубчатого колеса.

          или   

     По  найденной твердости  по таблице А.1 выбираем материал шестерни. Например: Сталь 45, термообработка – улучшение.

     Твердость HB₁ = 230,

     Предел  прочности  МПа.

     Предел  текучести  МПа.

     Допускаемые контактные напряжения:

     

     Допускаемые напряжения изгиба:

     

      Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:

 

     Расчетное контактное напряжение для косозубых и шевронных принимаем в соответствии с выполнением неравенства:

 

 Если  условие не выполняется, то принимаем:

   

1.2 Определение размеров  зубчатых колес  и параметров зацепления

     1.2.1 Принимаем расчетные коэффициенты в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор:

1. коэффициент нагрузки К_н:

К_H=1,1…1,15 – для симметричного расположения;

     К_H=1,15…1,25 – для несимметричного расположения;

     K_H=1,25…1,4 - для консольного расположения колес.

     2) коэффициент ширины колеса по  межосевому расстоянию:

       ,

большее значение принимают для симметричного  расположения колес, среднее - несимметричного, меньшее - консольного  расположения зубчатых колес относительно опор:

      ψ_baω≤ 0,2; 0,25; 0,315 - для прямозубых колес,

      ψ_baω≤ 0,315; 0,4; 0,5 - для косозубых.

      1.2.2 Определяем минимальное межосевое  расстояние из условия контактной прочности:

       мм,

где (u+1) – для передач с внешним зацеплением;

      (u-1) – для передач с внутренним зацеплением;

      C=310 – для прямозубых передач;

      C=270 – для косозубых передач;

      T₂ – момент на колесе в Н·мм.

      Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 (таблица А.2 приложения).

     1.2.3 Определяем нормальный модуль.

     Для внешнего зацепления:

       мм.

     Для внутреннего зацепления:

     

     Расчетное значение округляем до стандартного (таблица А.3 приложения). Уменьшение модуля, т.е. увеличение числа зубьев зубчатых колес z₁ и z₂ увеличивает коэффициент перекрытия ε_α, т.е. увеличивает плавность зацепления, но уменьшает прочность зуба на изгиб. Поэтому, если передача находится после электродвигателя, то принимаем меньшее значение модуля, а для тихоходной ступени, большее значение модуля.       

     1.2.4 Для косозубых колес предварительно  назначаем угол наклона зубьев.

      - для косозубых колес,

      - для шевронных колес.