Тема: Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс и расчёт цилиндрической передачи ( принята сквозная нумерация содержаний курсового проекта)

Дата: 2025-06-02; Просмотры: 21

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Практическое занятие № 5

Тема: Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс и расчёт цилиндрической передачи ( принята сквозная нумерация содержаний курсового проекта)

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора ………………..

4.1 Межосевое расстояние

4.2 Предварительные основные размеры колеса

4.3 Модуль передачи

4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

4.5 Число зубьев шестерни и колеса

4.6 Фактическое передаточное число

4.7 Диаметры колёс

4.8 Размеры заготовок

4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

4.10 Силы в зацеплении

4.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

4.12 Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Расчёты по пункту № 4 содержания выполняются по учебному пособию

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 2001. – 447с.: ил. (можно использовать более ранние издания: 2002г. ….)

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Исходные данные: вращающий момент на шестерне , передаточное число передачи , материал шестерни – сталь 40Х , колеса – сталь 40ХН, вариант термической обработки – II, твёрдость шестерни 45…50 HRC, колеса 235…262 HB, допускаемые контактные напряжения допускаемые напряжения изгиба для: шестерни колеса коэффициенты нагрузки по: контактным напряжениям напряжениям изгиба объём производства – мелкосерийный.

4.1. Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния, мм

где коэффициент К=8-коэффициент, учитывающий твердость зубчатых колес.

Окружную скорость вычисляем по формуле, м/с

где .

< 4

По табл. 2.5, [1] принимаем 9 степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния ,мм

где для косозубых передач,

- коэффициент ширины зубчатого колеса (для 2 варианта ТО)

Расчетное значение приводим к ближайшему большему числу из ряда нормальных чисел (табл. 24.1, [1]). Принимаем мм

4.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр, мм

Ширина колеса, мм По таблице 24.1, [1] принимаем ширину колеса b₂=42 мм

4.3. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем из условия не подрезания зубьев у основания, мм

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности по напряжениям изгиба, мм

где для косозубых передач; [σ] _F₂=297 МПа – допускаемые напряжения изгиба для зубьев зубчатого колеса (меньшее из двух .

Из полученного диапазона модулей принимаем из стандартного ряда, мм

m = 2

4.4. Суммарное число зубьев и угол наклона

Вычислим минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс, рад

Суммарное число зубьев

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа

Определяем действительное значение угла наклона зуба, градусы

4.5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Проверяем условие >

, принимаем , 19 >16, следовательно при нарезании зубьев шестерни не произойдёт их подрезания у основания зуба. Принимаем коэффициенты смещения , ,коэффициент уравнительного смещения .

Число зубьев колеса внешнего зацепления

4.6. Фактическое передаточное число

Вычисляем погрешность передаточного числа, %

Так как ε < 3; 1,3 < 3 то фактическое передаточное число принимаем за окончательное.

4.7. Диаметры колес

Делительные диаметры, мм:

шестерни

колеса внешнего зацепления

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев, мм

4.8. Размеры заготовок

Форма и размеры заготовок зубчатых колёс представлены [1],стр. 22, рисунок 2.6.

Диметр заготовки шестерни из стали 40Х

Диметр заготовки зубчатого колеса из стали 40ХН

Ширина торца зубчатого венца

мм

Толщина диска

C_заг = 0,5∙ = 0,5∙42 = 21 мм.

Предельно допустимые размеры заготовок и их элементов:

S_пр . = 200 мм.

Размеры D_заг₁, D_заг₂, S_заг, C_заг заготовок из сталей 40Х, 40ХН не должны превышать предельно допустимые [1], таблица 2.1. Условия D_заг₁ ≤ D_пр₁, D_заг₂ ≤ D_пр₂, C_заг ≤ S_пр., обеспечивающие получение при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики выполнены:

48,3 < 125, 181,7<315, C_заг ≤ S_пр, 21 200.

4.9.Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения, МПа

где для косозубой передачи

Вычисляем отклонение контактных напряжений, %

– недогрузка передачи

Так как ε < 20; ( 0,7 < 20), то такая недогрузка передачи допускается.

Условие проверки зубьев колес по контактным напряжениям выполняется, следовательно не произойдет усталостного выкрашивания их активных эвольвентных поверхностей.

4.10. Силы в зацеплении

Окружная, Н

Радиальная, Н

Осевая, Н

4.11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса, МПа

= ,

принимаем

– эквивалентное число зубьев колеса; – эквивалентное число зубьев шестерни.

По таб.2.10, [1] в зависимости от принимаем коэффициенты формы зубьев: , , .

– коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Проверка условия выносливости по напряжениям изгиба для зубьев колеса выполняется:

< , 162 < 297.

Вычисляем, МПа

Проверка условия выносливости по напряжениям изгиба для зубьев шестерни выполняется:

< 184< 428

Так как условия выносливости по контактным напряжениям и напряжениям изгиба выполняются, то в зубчатой передаче, работающей под нагрузкой, не произойдут усталостное выкрашивание эвольвентных поверхностей зубьев и их усталостная поломка.

4.12. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций поверхностного слоя зубьев зубчатого колеса, выполняем проверку прочности по максимальным контактным напряжениям , которые не должны превышать допускаемые напряжения :

Допускаемое напряжение принимают, МПа

где – предел текучести для стали 40XH табл. 2.1, МПа (таб. 2.1, [1]).

Вычисляем, МПа

Коэффициент перегрузки

Так как < , 1156 1764 , следовательно не произойдет остаточных деформаций активных эвольвентных поверхностей зубьев колеса.

Для предотвращения остаточных деформаций зубьев колеса и хрупкого разрушения зубьев шестерни максимальные напряжения изгиба при действии пикового момента не должны превышать допускаемые напряжения :

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Для шестерни, МПа

где – максимально возможное значение коэффициента долговечности;

коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки для II варианта ТО;

- коэффициент запаса прочности.

МПа – предел выносливости при изгибе для стали 40Х (по табл. 2.3, [1]).

Условие < выполняется , 359 < 1114

Для колеса максимальные допускаемые напряжения, МПа

где 162 МПа – возникающие напряжения изгиба в зубьях колеса

– максимально возможное значение коэффициента долговечности.

МПа – предел выносливости при изгибе для стали 40ХН.

235 + 262)/2 = 248,5

Условие < выполняется, 356 < .

Так как выполняются:

а) условия прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба, то в зубчатой передаче, работающей под нагрузкой, не произойдут усталостное выкрашивание эвольвентных поверхностей зубьев и их усталостная поломка;

б) условия прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба при перегрузках, то в зубчатой передаче не произойдут остаточные деформации эвольвентного поверхностного слоя зубьев колеса и их остаточные деформации.