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, sВ = 850 МПа,
sТ = 550 МПа, sН lim b = 560 МПа, sF lim b = 440 МПа,
NHO = 12.106 циклов.
Для колеса – нормализация 170 – 217 НВ, sВ = 600 МПа,
sТ = 340 МПа, sН lim b = 450 МПа, sF lim b = 350 МПа,
NHO = 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 sН lim b: для шестерни sН lim b1 = 560 МПа, для колеса sН lim b2 = 450 МПа. По рекомендациям (раздел 2) коэффициент безопасности SН = 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 > NHO = 107 циклов.
Очевидно, что для шестерни также будет N > NHO , т.к. она вращается с большей частотой вращения. Следовательно, проектируемая передача является длительно работающей, что учитывается при определении допускаемых напряжений: коэффициент долговечности КHL = 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. [sН]2 = 409 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба. По табл. 1.1 определяем базовый предел выносливости по излому от напряжений изгиба sF lim b для шестерни sF lim b1 = 440 МПа; для колеса sF lim b2 = 350 МПа.
В нашем случае, когда передача длительно работающая, коэффициент долговечности для шестерни и колеса одинаков KFL = 1. Передача нереверсивная, поэтому KFС = 1. По рекомендации (раздел 2) коэффициент безопасности для шестерни и колеса SF = 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
[sН]max = 2,8 dT,
где sT – предел текучести (табл. 1.1)
[sН]max = 2,8 × 340 = 925 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при НВ £ 350 при кратковременных перегрузках
[sF]max = 0,8 dT.
Для шестерни [sF]max1 = 0,8 × 550 = 440 МПа.
Для колеса [sF]max2 = 0,8 × 340 = 272 МПа.
2. Выбираем коэффициент, ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния Ybа по табл. (см. табл. 3.1)
Ybа = 0,4.
Определяем коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра
Ybd = 0,5 Ybа (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
КНb = 1,085.
4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев по формуле (мм)
,
где принимаем знак “+” для наружного зацепления;
Ка = 43 МПа1/3 - для стальных колес;
КHV – коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость. Предварительно принимаем КHV = 1,1 (мм)
.
5. Определяем ширину колеса и шестерни (мм)
b2 = Ybа × 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 КHV (см. раздел 6)
,
где wНV – 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;
dН - коэффициент, учитывающий проявление погрешностей зацепления на динамическую нагрузку (см. табл. 6.2),
dН = 0,006;
V – окружная скорость, м/с;
а – межосевое расстояние, мм;
U – передаточное число,
.
Определяем wHtP – удельную расчетную окружную силу (Н/мм)
.
Тогда
.
16. Выполняем проверочный расчет зубьев на контактную выносливость по формуле (МПа)
.
Здесь ZH = 1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
ZМ = 275 МПа ½ (для стальных зубчатых колес) – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
Ze =1 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
wHt - удельная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость
;
.
17. Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на выносливость по напряжениям изгиба KFb по рис. 3.2
KFb = 1,2.
18. Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчете на выносливость по напряжениям изгиба KFV (см. раздел 3.2)
,
где wFV – удельная окружная динамическая сила (Н/мм)
,
dF - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку (см. табл. 6.4)
dF = 0,016.
Тогда
Н/мм;
wt max = 515 н/мм > wFV ,
wFtP – 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 УF – коэффициент формы зуба (табл. 3.4);
для шестерни УF1 = 3,85;
для колеса УF2 = 3,75;
для шестерни и колеса определяем значения [sF]/УF
; 
.
В формулу для определения sF подставляем [sF]2 и УF2 т.к. у колеса отношение [sF]2 /УF2 меньше
wFt – удельная расчетная окружная сила при расчете на выносливость по напряжениям изгиба
Н/мм;
; sF < [sF]2 = 200 МПа.
20. Выполняем проверочный расчет зубьев по предельным напряжениям при перегрузках.
По изгибным напряжениям:
;
sF max = 74,775 × 2,5 = 186,94 МПа;
sF max < [sF] max = 272 МПа.
По контактным напряжениям
;
sF max = 398,12 
= 629,5 МПа;
sН max < [sН] 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.