Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Саратовский государственный технический университет

Технологический институт

ДЕТАЛИ МАШИН

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

учебное пособие к курсовому проекту

для студентов машиностроительных специальностей

120100, 170500, 170600

Г.А. Саврасов, С.В. Лысенко, А.М. Долгих

Саратов 2008

УДК 621.81.001.66(075-8)

ББК 34.42.73

С 25

Рецензенты:

Кафедра "Технология сельскохозяйственного машиностроения" Саратовского государственного аграрного университета им. Н.И. Вавилова

Кандидат технических наук А.Ж. Бабанов.

Государственное научно-производственное предприятие "Алмаз".

Одобрено

Редакционно-издательским советом Саратовского государственного технического университета

Саврасов Г.А., Лысенко С.В., Долгих А.М.

Детали машин. Зубчатые передачи

Сарат. гос. техн. ун-т, 2008. 92 с.

JSBN 5-217-00335-9

В учебном пособии рассмотрены наиболее распространенные виды зубчатых передач. На конкретных примерах попазана методика учета нагрузочных факторов при выборе оптимальной схемы механических передач.

Предназначено для студентов специальности 120100, 170500, 170600, изучающих курс Детали машин и выполняющих курсовой проект по этой дисциплине, а также инженеров - конструкторов, занятых проектированием электропривода с механическими передачами.

УДК 621.81.001.66(075-8)

ББК 34.42.73

© Саратовский государственный технический университет, 2008

© Саврасов Г.А., Лысенко С.В., Долгих А.М., 2008

ISBN 5-217-00335-9

• Содержание
• Введение
• 1. Кинематический и динамический анализ схемы механизма
• 1.1 Определение полезной мощности
• 1.2 Выбор двигателя
• 1.3 Определение общего передаточного отношения привода
• 1.4 Определение моментов нагрузки на валы зубчатой передачи
• 2. Выбор проектных параметров зубчатых передач
• 2.1 Выбор модуля и числа зубьев зубчатых колес
• 2.2 Точность зубчатых передач
• 2.3 Рекомендации по выбору КПД зубчатых передач
• 2.4 Выбор материалов для зубчатых колес
• 2.5 Определение допускаемых напряжений
• 3. Цилиндрические передачи
• 3.1 Геометрические размеры колес
• 3.2 Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес
• 3.3 Расчет на изгиб цилиндрических зубчатых колес
• 3.4 Расчет на контактную выносливость цилиндрических прямозубых передач
• 3.5 Косозубые цилиндрические передачи
• 4. Передачи коническими зубчатыми колесами
• 4.1 Виды конических передач и их конструктивные особенности
• 4.2 Расчет геометрических параметров конических зубчатых передач
• 4.3 Определение сил в зацеплении конических колес
• 4.4 Расчет конических зубчатых колес на прочность
• 5. Червячные передачи
• 5.1 Виды червячных передач и их конструктивные особенности
• 5.2 Выбор материалов для червячной передачи
• 5.3 Геометрические и кинематические параметры червячных передач
• 5.4 Расчет на прочность зубьев червячного колеса
• 5.5 Рекомендации по выбору КПД и смазка червячной передачи
• 5.6 Тепловой расчет червячной передачи
• 6. Планетарные передачи
• 6.1 Общие сведения: характеристика, виды передач, области назначения и применения
• 6.2 Кинематика планетарных передач
• 6.3 КПД планетарных передач
• 6.4 Подбор числа зубьев колес
• 6.5 Смазка планетарных передач
• 6.6 Расчет зубчатых зацеплений
• 6.7 Пример расчета планетарного редуктора
• Литература

Введение

Зубчатые передачи (редукторы) являются составной частью большинства приводных устройств, широко применяемых в промышленных устройствах: транспортерах, конвейерах, смесителях, питателях как штучными заготовками, так и сыпучими веществами, а также зубчатые передачи применяются в приводах станков, грузоподъемных машинах и т.д.

Выполнение курсового проекта по расчету зубчатых передач - первая самостоятельная творческая работа, в ходе которой у студентов, не имеющих опыта проектирования, возникают трудности, связанные с установлением последовательности выполнения расчетов, выбора материалов, характера термической обработки заготовок деталей, установления значений расчетных коэффициентов в расчетных формулах и пр. Решение этих вопросов отнимает много времени у студентов.

Цель настоящих методических указаний - изложить учебный материал в форме, наиболее удобной для использования при проектировании, помочь студентам в выполнении проекта с использованием минимального справочного материала.

В излагаемой ниже методике расчета применяются следующие условные обозначения:

Т - крутящий момент, Н•м;

Ft - окружная сила, Н;

Fr - радиальная сила, Н;

Fa - осевая сила, Н;

u - передаточное число механических передач;

Р - мощность, Вт;

N - число циклов перемены напряжений;

[у_НР ]- допускаемое контактное напряжение, Па;

[у_FP ]- допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по изгибу, Па;

у_H - расчетное контактное напряжение, Па;

у_F - расчетное напряжение изгиба, Па;

n - частота вращения, об/мин;

a_w - межосевое расстояние, мм;

d - диаметр делительной окружности, мм;

d_a - диаметр окружности вершин зубьев, мм;

d_f - диаметр окружности впадин зубьев, мм;

d_w - диаметр начальной окружности, мм;

d_b - диаметр основной окружности, мм;

w_Ht, w_Ft - удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

w_Hv, w_Fv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

Re - внешнее конусное расстояние, мм;

m - окружной модуль зубьев, мм;

m_n - окружной модуль в нормальном сечении косозубого колеса, мм;

m_t - окружной модуль в торцевом сечении косозубого колеса, мм;

m_nm - нормальный модуль в среднем сечении конического колеса, мм;

m_tm - модуль в среднем нормальном сечении зуба конического колеса, мм;

m_te - модуль в нормальном сечении по большому торцу зуба конического колеса, мм;

d_e - внешний делительный диаметр, мм;

d_m - средний делительный диаметр, мм.

1. Кинематический и динамический анализ схемы механизма

Целью кинематического и динамического анализа схемы механизма является обеспечение заданного закона движения исполнительного звена путем подбора определенных типов передач с соответствующими передаточными отношениями, а также определение коэффициента полезного действия механизма, расчет мощности двигателя, выбор двигателя, определение скорости движения характерных промежуточных звеньев, усилий в звеньях и моментов нагрузки на валах передачи.

1.1 Определение полезной мощности

Исполнительное звено привода может совершать вращательное или поступательное движение. Оно приводит в движение рабочий орган машины. Основанием для проектирования привода являются параметры нагрузки рабочего органа машины, например, для ленточных и цепных конвейеров параметрами нагрузки являются тяговое усилие F (H) и линейная скорость V (м/сек) движения ленты или цепи конвейера. Для винтового подъемника параметрами нагрузки являются осевое усилие F (H) на винте и линейная скорость V (м/сек) перемещения гайки. Для мельниц, смесителей, транспортных устройств с рабочим органом в виде шнека параметрами нагрузки являются крутящий момент Т (Нм) и угловая скорость w (1/сек) или число оборотов n (об/мин) на валу рабочего органа. В некоторых заданиях на проектирование полезная мощность Рп на выходном звене привода может быть непосредственно задана.

По заданному тяговому усилию F и линейной скорости V полезная мощность Рп на ведомом валу определяется

Рп (Вт) = F V (Нм/сек) (1.1)

По заданному крутящему моменту Т (Нм) на валу и угловой скорости w (1/сек) полезная мощность Рп (Вт) определится

Рп (Вт) = Т w (Нм/сек) (1.2)

Если вместо угловой скорости движения выходного ведомого вала задана его частота движения n (об/мин), то полезная мощность Рп определяется по формуле

Рп (Вт) = Т n / 30 (Нмоб/мин) (1.3)

1.2 Выбор двигателя

Необходимая мощность двигателя определяется по выражению

Рдв (Вт) = Рп / , (1.4)

где: Р дв (Вт) - мощность двигателя,

Рп (Вт) - полезная мощность,

- общий коэффициент полезного действия механизма.

Обычно в электроприводах передачи и узлы механизма располагаются последовательно. В этом случае общий к.п.д. механизма равен произведению к.п.д. отдельных элементов, составляющих привод (ременные, цепные передачи, муфты, соединяющие валы механизма, зубчатые передачи).

= _{123 I}, (1.5)

где: ₁, ₂, …_I - к.п.д. отдельных ступеней передачи.

Номинальная мощность двигателя принимается Рн Рдв в соответствии с ближайшим большим значением. Если предусматривается работа механизма на открытом воздухе в зимних условиях, то необходимо предусмотреть запас мощности двигателя, так как при загустевании смазки и замерзании ремней, при наличии ременных передач, пускового момента двигателя может оказаться недостаточно для трогания механизма в момент пуска. Коэффициент запаса мощности для подобных случаев равен Кз = 1.5.

В электроприводах общего назначения обычно используются асинхронные трехфазные электродвигатели закрытые, обдуваемые серии 4А по ГОСТ 19523-81. Пусковой момент Тп этих двигателей равен Тп = 1.7 Тн. Здесь Тн - движущий момент, соответствующий номинальной паспортной мощности электродвигателя. Таким образом, с учетом коэффициент Кз запаса, запас мощности для привода холодного механизма составит 1.5•1.7 = 2.55, что вполне, как показывает практика эксплуатации механизмов в холодных климатических условиях, достаточно для пуска.

Число оборотов вала двигателя следует определить с учетом коэффициента скольжения в зависимости от синхронной скорости движения вала двигателя.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода

Общее передаточное число привода определится как отношение

u = n_ДВ / n (1.6)

где: n_ДВ и n - частота вращения двигателя и последнего ведомого вала вала передачи, (об/мин).

Для многоступенчатых передач

u = u1•u2•u3 …, (1.7)

где: u1, u2, u3 - передаточные числа отдельных ступеней.

Практикой выработаны следующие рекомендации для механического привода для средних и тяжелых нагрузок:

u 5 - одноступенчатые передачи,

u 20 - двухступенчатые передачи,

u 80 - трехступенчатые передачи.

В случаях ручного привода, а также там, где предусматривается консистентная смазка при не высоких нагрузках механизма, можно выбрать повышенные передаточные числа в соответствии со значениями передаточных чисел стандартного ряда.

При разбивке передаточного числа редуктора по зубчатым передачам необходимо учитывать предполагаемое устройство механизма. В редукторах с валами, расположенными в одной плоскости, следует стремиться к более равномерному заполнению колесами корпуса и улучшению условий смазки передач. Это условие достигается различной величиной модуля зубчатых пар, а также тем, что в двухступенчатых цилиндрических редукторах рекомендуется принимать передаточное число u1 = (1.2 1.25). В трехступенчатых редукторах u1u2u3 примерно на 30%. Для соосных двухсупенчатых редукторов, как вариант, может быть выбрано u1 = u2 = . В общем случае компактность механизма редуктора и равномерная загрузка материала колес достигается выбором разных модулей и передаточных чисел в ступенях передачи, что требует соответствующих оптимизационных расчетов. Оптимальная конструкция механизма передач параллельно с проведением расчетов отрабатывается с помощью эскизного проектирования отдельных узлов устройства и их взаимного расположения.

1.4 Определение моментов нагрузки на валы зубчатой передачи

Соотношение между моментами нагрузки в на валах передачи

Т 1 = , (1.8)

где: Т 1 и Т 2 - соответственно моменты нагрузки на валах шестерни и колеса, - коэффициент полезного действия зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках опор вала ведомого колеса.

Редукторы являются передаточными механизмами с функцией понижения частоты вращения валов от входного вала, который чаще всего бывает связан с двигателем, к выходному, соединенному с исполнительным устройством. Определение моментов нагрузки на валах передачи рассмотрим на примерах электроприводов конвейеров.

Пример 1. Электропривод ленточного конвейера, построенного по схеме рис. 1.1. Передачи электропривода ленточного конвейера включают в себя быстроходную ступень в виде передачи цилиндрическими колесами z1 - z2, червячную передачу z3 - z4, цепную передачу со звездочками z5 - z6. Таким образом передача движения от электродвигателя к приводному барабану диаметром D является трехступенчатой. Обозначим передаточные числа ступеней

u1 = z2/z1, u2 = z4/z3, u3 = z6/z5.

Моменты нагрузки на валах передачи: Т1 - момент нагрузки на быстроходном валу редуктора (на этом валу стоит шестерня z1); Т2 - момент нагрузки на втором (промежуточном) валу (в подобных редукторах это червячный вал) на него ставится колесо z2; Т3 - момент нагрузки на выходном (тихоходном) валу редуктора (на этом валу установлены червячное колесо z4 и ведущая звездочка z5 цепной передачи).

Рис.1.1

Обозначим Т_Б - момент нагрузки на валу приводного барабана конвейера. В данном случае заданы нагрузка F (Н) на ленту конвейера и скорость V (м/сек) движения конвейера. Момент нагрузки Т_Б на валу приводного барабана конвейера определяется

Т_Б (Н•м)= F•D/2.

Обозначим: з₁ - к.п.д. цилиндрической передачи; з₂ - к.п.д. червячной передачи; з₃ - к.п.д. цепной передачи. Обозначенные к.п.д. выбираются в проектных расчетах в соответствии с рекомендациями [1,2.3] и включают в себя потери на трение в подшипниковых опорах соответствующих валов.

В соответствии с формулой (1.1) моменты нагрузки в механизме привода ленточного конвейера (рис.1.1) определятся:

Т_Б(Н•м) = F(Н)•D(м)/2

- момент на валу приводного барабана (ведомой звездочки z6);

Т3 = Т_Б/u3•з₃

- момент на тихоходном валу редуктора (этот момент является нагрузкой для червячного колеса z4 и для звездочки z5);

Т2 = Т3/u2•з₂

- момент нагрузки на промежуточном валу редуктора (он является также нагрузкой для червяка z3 и для зубчатого колеса z2);

Т1 = Т2/u1•з₁

- момент нагрузки быстроходного вала редуктора (момент нагрузки шестерни z1);

Т_ДВ = Т1 / з_М

- момент нагрузки на валу электродвигателя. Здесь з_М - к.п.д. соединительной муфты (выбирается также в соответствии с рекомендациями [1, 2, 3]).

В данном примере общее передаточное число передач привода определяется

u = n_ДВ/n_Б,

где: n_ДВ - частота вращения вала двигателя,

n_Б (об/мин) = 60•V(м/сек)/р?D(м)

- частота вращения вала приводного барабана конвейера.

Общее передаточное отношение "u" механизма передач в соответствии со схемой привода ленточного конвейера равно

u = u1•u2•u3.

Пример 2. Цепные конвейеры приводятся в движение ведущей звездочкой, основными расчетными параметрами которой являются шаг цепи t (мм) и число зубьев z_ЗВ.

Рассмотрим определение кинематических и динамических параметров электропривода цепного конвейера в соответствии со схемой, показанной на рис. 1.2.

Рис.1.2.

Механизм привода цепного конвейера состоит из электродвигателя и коническо-цилиндрического редуктора, соединенных между собой муфтой упругого типа. На выходной вал редуктора насаживается ведущая звездочка цепного конвейера.

Техническое задание на проектирование привода конвейера включает в себя:

F = 3.8•10³ Н - нагрузка на цепь конвейера;

V = 0.8 м/сек - скорость движения конвейера;

t = 100 мм - шаг цепи конвейера;

z_ЗВ = 8 - число зубьев приводной звездочки конвейера.

Согласно данных задания определим полезную мощность.

.

Мощность двигателя определяется с помощью полезной мощности и к.п.д. электропривода.

где: -рекомендуемое значение к.п.д. соединительных муфт;

- к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи;

- к.п.д. конической передачи;

- к.п.д. подшипниковых опор валов.

Выбираем двигатель асинхронный трехфазный в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А 112МВ 6У 3 мощностью , числом оборотов с учетом скольжения ротора двигателя по отношению к синхронной частоте вращения магнитного потока статора.

Согласно принятой к проектированию кинематической схеме привода передаточное отношение "u" определяется передаточным отношением 2-х ступенчатого коническо-цилиндрического редуктора.

- передаточное отношение цилиндрической передачи,

где: -число оборотов 1-го вала редуктора (входного); -число оборотов промежуточного вала редуктора; -числа зубьев соответственно конического колеса и шестерни.

,

где: -число оборотов выходного вала редуктора; -числа зубьев соответственно цилиндрического колеса и шестерни.

В данном механизме

Общее передаточное отношение u редуктора равно , ,определим расчетное число n_ЗВР оборотов ведущей звездочки конвейера

n_ЗВР = 60*V/*d_ЗВ = 60*0.8/3.14*0.261 = 58.6 об/мин,

здесь диаметр d_ЗВ звездочки равен

Следовательно

u=u1•u2= n_ДВ/n_ЗВР = 950/58.6=16.2

В соответствии с ГОСТ 2185-83 выбираем передаточные числа ступеней редуктора из предпочтительного 1-го ряда: ;

Тогда:

.

Определим моменты нагрузки на валах механизма. Момент Т 3 нагрузки на выходном валу

Т 3=d_ЗВ*F/2 = 3.8*10³*0.261/2=496 Нм.

Момент нагрузки на промежуточном (втором) валу передачи

.

Этот момент будет также являться нагрузкой для конического колеса z₂ и шестерни z₃ цилиндрической передачи.

Момент нагрузки на первом валу (момент нагрузки для конической шестерни z₁)

.

Определим частоту вращения валов передачи.

n₁ = n_ДВ = 950 об/мин - частота вращения первого (быстроходного) вала.

n₂ = n₁/u₁ = 950/4 = 237.5 об/мин - частота вращения промежуточного (второго) вала.

n₃ = n_ЗВД = 237.5/4 = 59.375 об/мин - частота вращения третьего (тихоходного) вала, на котором стоит приводная звездочка цепного конвейера. Это значение числа оборотов третьего вала незначительно отличается от требуемого числа оборотов приводной звездочки. В таких случаях вычисляется погрешность д% выходного параметра, т.е. частоты вращения приводной звездочки.

д% =

Здесь: n_ЗВД - действительная частота вращения приводной звездочки конвейера в соответствии с принятыми значениями передаточных чисел u₁ и u₂, соответственно n_ЗВР - расчетная частота вращения приводной звездочки.

Вычисленное значение погрешности движения механизма сравнивается с допускаемой погрешностью в соответствии с техническим заданием. Для механизмов общего применения допускаемая погрешность составляет 4%. Если техническое задание на проектирование механизма предусматривает более точный режим скорости движения исполнительного органа, то эта задача решается соответствующим подбором передаточных чисел ступеней передачи.

2. Выбор проектных параметров зубчатых передач

2.1 Выбор модуля и числа зубьев зубчатых колес

Модуль m зубчатого колеса является основным стандартизующим параметром при расчете геометрических параметров передачи. Модуль m вычисляется

m = р_t/р,

где р_t - расстояние между одноименными сторонами двух соседних зубьев по дуге делительной окружности.

Модули эвольвентных зубчатых колес стандартизованы. Нормальные модули m эвольвентных цилиндрических зубчатых колес и внешние модули m_te конических прямозубых колес в соответствии с ГОСТ 9563-80 приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1.

1-й ряд	1	1.25	1.5	2	2.5	3	4	5	6	8
2-й ряд	1.125	1.375	1.75	2.25	2.75	3.5	4.5	5.5	7	9

При выборе модуля передачи первый ряд следует предпочитать второму. Минимальное число зубьев, при котором не происходит подрезание ножки зуба z_min = 17. Рекомендуется принимать число зубьев шестерни

z₁ = z_min +(3…5).

С увеличением окружной скорости следует увеличивать число зубьев. При проектировании редукторов силовых передач z₁ = 20….30.

2.2 Точность зубчатых передач

двигатель привод зубчатый кинематический

Погрешность в изготовлении зубьев приводит к повышенному износу и шуму во время работы и преждевременному разрушению передачи; поэтому точность изготовления передачи регламентируется стандартом ГОСТ 1643-81. Стандарт регламентирует нормы кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев, а также боковой зазор.

Кинематическая точность характеризуется полной погрешностью углов поворота сцепляющихся колес за один оборот. Кинематическая точность существенно важна для делительных цепей, передач, соединенных с большими массами, и быстроходных силовых передач из-за опасности резонансных и других колебаний и шума. Эта погрешность связана с накопленной погрешностью шага и эксцентриситета зубчатого венца относительно действительной оси вращения зубчатого колеса.

Плавность работы передач характеризуется многократно повторяющимися за оборот колеса колебаниями скорости, вызывающие динамические нагрузки, колебания (в том числе резонансные) и шум. Существенно влияет на работоспособность силовых быстроходных передач. Эта погрешность определяется ошибками шага и профиля.

Пятно контакта зубьев характеризует концентрацию нагрузки на зубьях. Существенно влияет на работоспособность силовых передач.

Боковой зазор между неработающими поверхностями зубьев сопряженных зубчатых колес предотвращает заклинивание от различных причин (температурная деформация, погрешности изготовления и сборки и пр.). Эта погрешность влияет на работоспособность передачи при крутильных колебаниях валов, а также в реверсируемых передачах.

Шероховатость рабочих поверхностей зубьев влияет на износостойкость передачи.

В стандарте ГОСТ 1643-81 предусмотрены 12 степеней точности, обозначаемых в порядке убывания точности передач от 1 до 12. В то же время настоящим стандартом допуски и отклонения стандартизованы для степеней точности от 3 до 12. В широкой практике используются: для передач повышенной точности - 6-я степень; передачи нормальной точности - 7-я степень; передачи механизмов общепромышленного использования, например, редукторы транспортных машин, конвейеров и пр. - 8-я степень; грубые передачи, в том числе, изготовляемые штамповкой из пластмасс - 9-я степень точности. Поскольку износ и усталостное разрушение зубьев передачи зависит от скоростного режима, то степень точности изготовления зубчатых колес назначают в зависимости от окружной скорости (м/сек), таблица 2.2.

Таблица 2.2.

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Окружная скорость колес, м/сек, не более	Область применения
	прямозубые	Косозубые
6-я (передачи повышенной точности)	20	30	Скоростные передачи, делительные механизмы
7-я (передачи нормальной точности)	12	20	Передачи, работающие с повышенными нагрузками и умеренными скоростями или наоборот
8-я (передачи пониженной точности)	6	10	Передачи общего машиностроения
9-я (передачи грубые)	3	5	Тихоходные передачи машин низкой точности

Независимо от степени точности стандартизованы следующие виды сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора: Н,Е,Д,С,В,А.

В сопряжении Н минимальный зазор равен нулю. Обычно рекомендуют сопряжение В для передач редукторов общего промышленного назначения. Для реверсируемых передач, с целью уменьшения энергии соударения в зацеплении и шума передачи рекомендуются сопряжения с меньшим зазором (Д, С).

Примеры обозначения точности передачи: 8 - В - обозначение точности передачи, выполняемой по 8-й степени точности с нормальным боковым зазором; 7-8-8-Д - обозначение точности передачи, выполняемой по 7-й степени кинематической точности, 8-й степени норм плавности, пятна контакта и уменьшенным боковым зазором.

2.3 Рекомендации по выбору КПД зубчатых передач

Коэффициент полезного действия передачи (КПД) необходим для расчета значений моментов нагрузки на валы механизма, а также для выбора двигателя с учетом потерь мощности в передачах. Средние значения КПД одной пары колес при передаче полной мощности без учета потерь в подшипниках и уплотнительных устройствах выходных концов валов приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3.

Передачи	КПД закрытой передачи при степени точности	КПД открытой передачи при степени точности
	6; 7	8	9
Цилиндрические конические	0.99 - 0.98 0.98 - 0.97	0.97 0.96	0.96 0.95

В зубчатых механизмах каждый вал имеет опоры, как правило, в виде двух подшипников с телами качения. КПД одной пары подшипников з_П принимают в проектных расчетах при передаче полной мощности равным з_П = 0.985.

2.4 Выбор материалов для зубчатых колес

При выборе материалов для изготовления зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев по контактным напряжениям и сопротивление заеданиям. Основными материалами являются термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач по контактной прочности пропорциональна квадрату твердости. С целью достижения высокой долговечности нагруженных силовых передач целесообразно применение для зубчатых колес сталей, закаливаемых до значительной твердости.

В массовом и крупносерийном производстве применяют исключительно зубчатые колеса с высокой твердостью зубьев, которые подвергаются отделочным операциям после термической обработки.

Основным видом термической обработки остается объемная закалка. Колеса изготовляют из распространенной стали 40Х (в ответственных случаях применяют 40ХН, 40ХВН). Однако объемная закалка не сохраняет вязкую сердцевину при высокой твердости поверхности. Обычно твердость поверхности 45…55 HRC. Передачи, изготовленные таким образом, склонны к выкрашиванию зубьев колес при прогибе валов, динамических нагрузках, погрешностях сборки.

Более работоспособными оказываются зубчатые колеса, изготовленные с применением поверхностной закалки и химико-термических методов упрочнения (цементация, азотирование).

В зависимости от твердости рабочей поверхности стальные зубчатые колеса делятся на две группы: колеса с твердостью по шкале Бринелля НВ<350 и НВ>350. Первые нормализованные, улучшенные или закаленные применяются в мало- и средненагруженных передачах. Термообработку (нормализация или улучшение) проводится до нарезания зубьев. В этом случае при применении зуборезного инструмента, выполненного из быстрорежущей стали или твердого сплава, получается высокая чистота рабочей поверхности зубьев.

Колеса с твердостью НВ>350 применяют в тяжело нагруженных передачах. Высокой твердости достигают с помощью поверхностной или объемной закалки. Механические характеристики сталей широко применяемых для зубчатых колес приведены в таблице 2.4.

Таблица 2.4.

Сталь	Термообработка	Диаметр заготовки, мм	уВ	уТ	у -1	НВ для поверхности
1	2	3	4	5	6	7
50Г	Нормализация Улучшение	150-400 100-200	610 690	320 390	-	190-229 241-285
30ХГСА	Нормализация Улучшение	100-160 150-300	890 930	690 740	-	215-229 235-291
35Х	Нормализация Улучшение	60 200	940 740	740 490	-	190-241 220-260
40Л 45	Нормализация Улучшение	Любой 90-120 180-250 250-350	520 730 690 660	295 390 340 300	225 315 295 285	147 194-222 180-207 180-195
40Х	Улучшение	До 120 120-150 180-250 220-315	930 850 780 800	690 590 490 630	420 395 370 375	260-282 240-270 215-243 235-262
	Поверхностная закалка	120 200	930 920	690 750	420 415	269-302 48…50*
40ХНМА	Мягкое азотирование	200	980	786	440	26…30*
38ХМЮА	Жесткое азотирование	200	1050	900	460	850-900
20Х 12ХН 3А	Цементация	120 200	780 1000	640 800	370 445	50…63* 56…63*

* Указано значение твердости в единицах шкалы Роквелла (НRC).

у_{В -} временное сопротивление разрыву;

у_Т - предел текучести;

у _-1 - предел выносливости.

2.5 Определение допускаемых напряжений

Геометрические параметры быстроходных силовых передач определяются в первую очередь по действию контактных напряжений. Проверочный расчет проводится по допускаемым напряжениям изгиба.

Допускаемое контактное напряжение [у_H] при проектном расчете на контактную выносливость определяют по формуле

[у_H] = у_{H lim b} K_HLZ_RZ_v/S_H; (2.1)

здесь у_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 2.5); K_HL - коэффициент долговечности; Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Z_v - коэффициент, учитывающий окружную скорость; S_H - коэффициент безопасности (для колес из сталей, подвергнутых нормализации и улучшению или объемной закалке, S_H = 1,1…1,2; для колес с поверхностным упрочнением зубьев S_H = 1,2…1,3).

Рис. 2.1.

Коэффициент долговечности

K_HL = , (2.2)

где: N_HO - базовое число циклов перемены напряжений, зависящее от твердости материала [на рис.2.1 показана зависимость N_HO от твердости материала по шкале Бринелля (НВ)]; N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений за время работы передачи

N_HE = 60•c•n•t = 572,4•w•t, (2.3)

здесь с - число одинаковых зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом; n - частота вращения, (об/мин); t - число часов работы под нагрузкой; w - угловая скорость (рад/сек).

Зная N_HO и N_HE, можно определить К_HL по рис. 2.2.

Рис. 2.2.

В расчетах на выносливость допускаемое напряжение при изгибе определяют по формуле

[у_F] = уK_FLK_FgK_FdK_Fc/S_F (2.4)

Таблица 2.5.

Термообработка зубьев	Средняя твердость поверхности зубьев	Сталь	уH lim b (МПа)
Нормализация или улучшение	НВ? 350	Углеродистая и легированная	2(HB) + 70
Объемная закалка	HRC 38…50		18 (HRC) + 150
Поверхностная закалка	HRC 40…50		17 (HRC) + 200
Цементация и нитроцементация	HRC 56	Легированная с низким содержанием углерода	23 (HRC)
Азотирование	HV 550…750		1050

В формуле (2.4) : у - предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числе циклов перемены напряжений (таблица 2.6); K_FL - коэффициент долговечности; K_Fg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (для зубьев с нешлифованной поверхностью зуба K_Fg = 1); K_Fd - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения деформационного или электрохимического типа (при отсутствии деформационного или электрохимического упрочнения K_Fd = 1); K_Fc - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки K_Fc = 1, при двустороннем - K_Fc = 0,7…0,8); S_F - коэффициент безопасности (принимают в пределах 1,7…2,2, причем большие значения для литых заготовок).

Произведение коэффициентов K_Fg, K_Fd, K_Fc можно принимать равным 1.

Для колес из материалов с НВ ? 350 коэффициент долговечности равен

K_FL = , (2.5)

Причем: 1 ? K_FL ? 2, а N_FO = 4•10⁶ для всех сталей. При НВ > 350 коэффициент K_FL = и 1 ? K_FL ? 1,6.

При K_FL < 1 принимают K_FL = 1.

Таблица 2.6.

Сталь	Термообработка	Твердость зубьев	У МПа	SF
		На поверхности	В сердцевине основания
40, 45, 50, 40Х, 40ХН, 40ХФА	Нормализация, улучшение	180 - 350 НВ	1,8(НВ)	1,76
40Х, 40ХН, 40ХФА	Объемная закалка	45…55 HRC	500 - 550	1,8
40ХН 40ХН 2МА	Закалка при нагреве ТВЧ	48…58 HRC 25…35 HRC	700	1,75
20ХН 20ХН 2М 12ХН 2 12ХН 3А	Цементация	57…63 HRC	950	1,55
Стали, содержащие алюминий	Азотирование	HV 700…950	HRC 24…40	300+1.2(HRC*)	1,75
* - твердость сердцевины.

3. Цилиндрические передачи

Передаточное отношение

i = w₁/w₂ = n₁/n₂ = d_w1/d_w2 = z₂/z₁.

Отношение чисел зубьев z₂/z₁ называют передаточным числом (u). Для стандартных редукторов (ГОСТ 9563-60) значения u приняты в соответствии со стандартным рядом чисел, причем 1-й ряд предпочтительней 2-го:

1-й ряд………….1 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8,0

2-й ряд………….1,12 1,4 1,8 2,24 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 9,0

При установлении значений z₁ и z₂ уточняют передаточное число. Оно не должно отличаться от номинального более чем на 2,5%. при u ? 4,5, если u > 4,5 допускается отклонение передаточного числа 4%.

Цилиндрические и конические передачи применяются широко в разнообразных силовых и не силовых механизмах, поэтому в практике проектирования встречаются передачи с передаточными числами от 1 до 11, при передаточном числе u < 1 ведомое колесо вращается быстрее ведущего. Такие передачи называют мультипликаторами. В редукторных передачах скорость вращения валов уменьшается от ведущего звена к ведомому. При больших передаточных числах в одной ступени резко возрастают габариты механизма в целом, поэтому в силовых передачах выбирают передаточное число одной ступени u ? 5.

3.1 Геометрические размеры колес

Диаметр делительной и начальной окружности, если они совпадают,

d = d_w = m•z (3.1)

Диаметр окружности вершин

d = d + 2h _a = d + 2m (3.2)

Диаметр окружности впадин

d_f = d - 2h_f = d - 2,5m (3.3)

Межосевое расстояние передачи

a_w = (d₁ + d₂)/2 = d₁(u +1)/2 = m(z₁ + z₂)/2 (3.4)

Ширина венца колеса

b₂ = _bd•d₂ (3.5)

Ширина венца шестерни

b₁ = b₂ + (4…5) mm (3.6)

Конструктивное оформление зубчатых колес показано на рис. 5, 6.

На рис. 3.1 показано расположение зубчатого колеса 1 и шестерни 2 на валу 4, а также подшипниковые опоры вала. В данном случае подшипники смазываются пластической смазкой поэтому они защищены от вытекания смазки и от попадания масляного тумана мазеудерживающими шайбами 5.



Рис. 3.1.

На валу также располагается звездочка 3 цепного привода масляного насоса. Передача момента от зубчатого колеса к валу и от вала к шестерне осуществляется с помощью шпоночного соединения (на рис. 3.1 - шпонка 6).

Рис. 3.2.



Рис. 3.3. Рис. 3.4.

На рис. 3.2 показан быстроходный вал цилиндрического редуктора, на котором сформирована шестерня. На рис. 3.3 и рис. 3.4 показаны: зубчатое колесо и шестерня, которые напрессовываются на вал. Наиболее широко распространена в таком случае легкопрессовая посадка (пример обозначения Ф 35 Н 7/р 7).

3.2 Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес

Силы взаимодействия между зубьями (рис.3.5) принято определять в полюсе зацепления.

На рис.3.5 : w₁, w₂ - угловые скорости вращения зубчатых колес; Т ₁, Т ₂ - соответственно момент движущих сил и момент сил сопротивления на ведомом колесе; - угол зацепления (в стандартном эвольвентном зацеплении = 20^о); F_t1, F_t2 - окружные усилия; F_r1, F_r2 - радиальные (распорные) силы; F_n - нормальное усилие.

Окружная и радиальная силы

Ft = Fn•cos _w = T₁(u + 1)/a_w = 2T₁/d₁ ; Fr = Ft•tg _w (3.7)

На ведомом колесе окружная сила Ft₁ и крутящий момент Т ₁ действуют в направлении угловой скорости, а на ведущем колесе - в противоположном направлении.

Рис. 3.5.

3.3 Расчет на изгиб цилиндрических зубчатых колес

При работе передачи нормальная сила F_n, возникающая в зацеплении, циклично создает напряжение изгиба и сжатия в основании зуба. Продолжительная работа зубьев возможна при достаточно высоком пределе выносливости при изгибе зубьев шестерни и колеса.

Расчет на выносливость при изгибе ведут в предположении, что в зацеплении находится только одна пара зубьев, силы трения малы и ими пренебрегают, зуб рассматривают как консольно защемленную балку с моментом сопротивления в основании

W_x = ba²/6,

где a - толщина зуба; b - длина зуба (ширина венца). Наибольшее напряжение в опасном сечении ножки зуба (на растянутых волокнах)

у_F = Y_F•F_t•K_F•K_Fv/(bm), (3.8)

здесь: Y_f - коэффициент формы зуба; К_F - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; К_Fv - коэффициент динамической нагрузки; m - модуль зацепления; b - длина зуба.

При проектном расчете рекомендуют = 1,4; тогда формула для вычисления модуля с учетом [у_F] - допускаемым напряжением изгиба будет выглядеть

m = 1,4, (3.9)

здесь принято: b =_bd•d₁ = =_bd•z₁•m - вычисление длины зуба (ширина зубчатого венца у прямозубых колес);

F_t = 2T₁/d₁ = 2T₁/(mz₁).

Значения _bd указаны в таблице 3.1.

Таблица 3.1.

Расположение шестерни относительно опор	Значения bd при твердости рабочих поверхностей зубьев колеса
	НВ ? 350	НВ > 350
Консольное	0,3 - 0,4	0,2 - 0,25
Симметричное	0,8 - 1,4	0,4 - 0,9
Несимметричное	0,6 - 1,2	0,3 - 0,6
Примечание. Большие значения bd принимают при постоянных нагрузках и твердости поверхности зубьев НВ < 350.

Значения коэффициента формы зуба Y_F для некорригированного (коррекция - исправление профиля зуба для передач, в которых число зубьев шестерни z₁ < 17, достигается смещением по линии центров зуборезного инструмента) внешнего зацепления приведены в таблице 3.2.

Таблица 3.2.

z или zv	17	20	22	24	26	28	30	35
YF	4,26	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,79	3,75
z или zv	40	45	50	65	80	100	150	300
YF	3,70	3,66	3,65	3,62	3,60	3,60	3,60	3,60

Примечание. Z_v - для косозубых колес.

Условие равной прочности на изгиб шестерни и колеса имеет вид

[у_F1]/Y_F1 [у_F2]/Y_F2 (3.10)

Рассчитывают колесо, для которого отношение [у_F]/Y_F наименьшее.

Коэффициентами _bd и _ba устанавливается соотношение между соответственно шириной колеса b и диаметром делительной окружности d, шириной колеса b и межосевым расстоянием a_w передачи.

Коэффициенты _bd и _ba связаны зависимостью

_bd = 0,5_ba (u + 1) (3.11)

Ширину венца колеса принимают из условия b₂ = _ba • a = _bd• d. Ширина шестерни b₁ = b₂ + (4….5) мм.

Неравномерность нагружения зубьев объясняется деформацией и изнашиванием деталей передачи. Влияние перекоса возрастает с увеличением ширины венца b₂. Неравномерность нагрузки на зубья учитывают поправочным коэффициентом K_F (таблица 3.3). В процессе приработки зубьев неравномерность нагрузки сглаживается. Необходимо заметить, что зубчатые колеса с высокой твердостью поверхности зубьев, например, прошедшие процесс цементации или азотирования и получившие после закалки твердость по шкале Роквелла HRC 56…62 практически не прирабатываются, склонны к кромочному зацеплению, в результате чего возникает скол зубьев у краев по ширине колеса.

Таблица 3.3.

Расположение шестерни относительно опор	Твердость поверхности зубьев НВ	Значения KF при bd
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольное; опоры шарикоподшипники	? 350 > 350	1,16 1,33	1,37 1,70	1,64 -	- -	- -
Консольное; опоры роликоподшипники	? 350 > 350	1,10 1,20	1,22 1,44	1,38 1,71	1,57 -	- -
Симметричное	? 350 > 350	1,01 1,02	1,01 1,02	1,05 1,08	1,07 1,14	1,14 1,20
Несимметричное	? 350 > 350	1,05 1,09	1,10 1,18	1,17 1,30	1,25 1,43	1,42 1,73

Такие передачи нуждаются в точном изготовлении и сборке для того чтобы зубья были равномерно нагружены по своей длине.

3.4 Расчет на контактную выносливость цилиндрических прямозубых передач

Расчет основан на использовании формулы Герца для наибольших контактных напряжений в зоне зацепления

у_Н = , (3.12)

здесь: Е_пр - приведенный модуль упругости материалов шестерни (Е ₁) и колеса (Е ₂).

Приведенный модуль упругости вычисляется:

Е_пр = Е ₁•Е ₂/2(Е ₁ + Е ₂).

В случае когда шестерня изготовляются из одного материала, т.е

Е ₁ = Е ₂, то Е_пр = Е ₁ = Е ₂ = Е

- модуль упругости примененного материала.

м - коэффициент поперечной деформации. Для сталей м = 0,3.

q - удельная нагрузка от окружной силы F_t по длине зуба b.

_пр - приведенный радиус кривизны сопряженных поверхностей зубьев колес.

После преобразования входящих в формулу (3.12) величин получим

у_Н = 436•10³ (3.13)

или можно получить выражение для определения межосевого расстояния в передаче

a_w = K_a(u + 1) . (3.14)

Таблица 3.4.

Расположение шестерни относительно опор	Твердость поверхности зубьев НВ	Значения КН при bd
		0,2	0,4	0,6	0,6	1,2	1,6
Консольное; опоры шарикоподшипники	? 350 > 350	1,08 1,22	1,7 1,44	1,28 -	- -	- -	- -
Консольное; опоры роликоподшипники	? 350 > 350	1,06 1,1	1,12 1,25	1,19 1,45	1,27 -	- -	- -
Симметричное	? 350 > 350	1,01 1,01	1,02 1,02	1,03 1,04	1,04 1,07	1,07 1,16	1,11 1,26
Несимметричное	? 350 > 350	1,03 1,06	1,05 1,12	1,07 1,20	1,12 1,29	1,19 1,48	1,28 -

Для пары сталь - сталь коэффициент Ка = 4950, для пары сталь - чугун Ка = 4450, для пары сталь - бронза Ка = 4300 [8]. Значения коэффициента К_Н указаны в таблице 3.4. Для редукторов установлены следующие стандартные значения _ba согласно ГОСТ 2185-80 (таблица 3.5).

Таблица 3.5.

ba	0,1	0,125	0,16	0,2	0,25	0,315	0,4	0,5	0,63	0,8	1,0

Значения межосевого расстояния (a_w) определены ГОСТ 2185-80 (таблица 3.6). Эти значения межосевых расстояний желательно использовать для унификации редукторов и коробок передач.

Таблица 3.6.

1-й ряд	40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 580, 630, 800
2-й ряд	71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710

Модуль зацепления ориентировочно принимают

m = (0,01…0,02)a_w (3.15)

3.5 Косозубые цилиндрические передачи

Косозубые передачи применяют в ответственных механизмах при средних и высоких скоростях (см. таблицу 2.2).

Шаг (р) между зубьями косозубых колес можно измерить в торцевом и нормальном направлениях; соответственно различают торцовый р_t и нормальный р_n шаги, и, следовательно, торцовый m_t и нормальный m_n модули. Согласно рис.10

p_t = p_n/cos и m_t = m_n/cos .

Здесь - угол наклона по отношению к оси колеса. Нормальный модуль m_n выбирается в соответствии с таблицей 2.1.

Диаметр делительной и начальной окружности

d = d_w = m_tz/cos (3.16)

Высота головки зубьев h_a = m_n; высота ножки h_f = 1,25m_n.

Диаметры окружности вершин и впадин

d_a = d + 2m_n ; d_f = d - 2.5m_n (3.17)

Межосевое расстояние

a_w = (d₁ + d₂)/2 = m_n(z₁ + z₂)/(2cos) (3.18)

Значение угла наклона зубьев на делительном цилиндре колеса рекомендуется брать в пределах 8^о … 18^о. В период зацепления в косозубой передаче нормальная сила F_n действует по линии зацепления нормально боковой поверхности зубьев шестерни и колеса. Эта сила раскладывается по трем взаимно перпендикулярным направлениям на составляющие: окружную F_t = 2T₁/d₁, радиальную F_r = F_t•tg /cos и осевую F_a = F_t tg . На рис. 3.6 показана схема сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче.

Рис. 3.6.

На рис. 3.6 показаны: p_n и p_t - соответственно нормальный и осевой шаги зубьев; F_n и F_n^' - соответственно нормальная и нормальная составляющая окружной силы F_t; F_r - радиальное усилие; F_a - осевая сила; - угол наклона зубьев косозубого колеса; _w - угол зацепления.

При проектном расчете аналогично расчету прямозубых передач определяют модуль

m_n = 1,12 (3.19)

гдеY_F - коэффициент формы зуба, определяемый по эквивалентному числу зубьев (можно воспользоваться таблицей 3.2).

Эквивалентное число зубьев вычисляется с учетом угла наклона зубьев

z_v1 = z₁/cos³; z_v2 = z₂/cos³. (3.20)

Значения коэффициента К_F приведены в таблице 3.3; _bd в таблице 3.5.

В формулу (3.19) подставляют значения Y_F и [у_F] для шестерни или колеса, выбирая меньшее из двух отношений [у_F]/Y_F.

При проверочном расчете аналогично расчету прямозубых передач определяют напряжение

у_F = 0,9Y_FK_FK_FvF_t/(b₂m_n)? [у_F] . (3.21)

При проектном расчете на контактную прочность цилиндрических косозубых передач, как и для прямозубых, находят межосевое расстояние

a_w = Ka(u + 1), (3.22)

здесь Ка = 4300 - для пары сталь - сталь; Ка = 3900 - для пары сталь - чугун; Ка = 3750 - для пары сталь - бронза.

При проверочном расчете используют формулу

у_H = 376•10³ ? [у_H]. (3.23)

При v = 15 м/сек и 6 ч 8 степени точности изготовления передачи коэффициент распределения нагрузки между зубьями К_Н принимают 1,02….1,12 (ГОСТ 21354-75). Значения коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба К_Н приведены в таблице 3.4, коэффициента динамической нагрузки К_Hv в таблице 3.7

Таблица 3.7.

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Твердость поверхностей зубьев

Подобные документы

• Зубчатые механизмы

  Параметры цилиндрических косозубых колес. Конструкции и материалы зубчатых колес, их размеры и форма. Конические зубчатые передачи и ее геометрический расчет. Конструкция и расчет червячных передач. Основные достоинства и недостатки червячных передач.
  
  реферат [2,0 M], добавлен 18.01.2009
  

• Проектирование привода к ленточному конвейеру

  Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
  
  курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010
  

• Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012
  

• Расчет привода электродвигателя

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012
  

• Проект привода ленточного конвейера

  Условия эксплуатации машинного агрегата. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет зубчатой передачи редуктора и нагрузки валов редуктора. Определение реакций в подшипниках.
  
  курсовая работа [949,5 K], добавлен 16.04.2012
  

• Расчёт привода ленточного конвейера

  Определение частоты вращения двигателя для ленточного конвейера, моментов на всех валах и передаточного отношения редуктора. Геометрические параметры передач, редуктора и проверка на прочность несущих элементов. Расчет вала исполнительного механизма.
  
  курсовая работа [2,6 M], добавлен 28.12.2011
  

• Проект привода к цепному подвесному конвейеру

  Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.
  
  курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012
  

• Проектирование механических передач

  Расчет срока службы приводного устройства. Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений. Расчет закрытой конической зубчатой передачи. Определение сил в зацеплении закрытых передач.
  
  курсовая работа [298,9 K], добавлен 21.02.2010
  

• Планетарные и волновые зубчатые передачи

  Преимущества и недостатки планетарных передач над обычными, область применения. Принцип работы и основные звенья планетарных передач. Волновые зубчатые передачи, конструктивная схема, принцип работы, преимущества и недостатки волновых передач.
  
  реферат [837,0 K], добавлен 30.11.2010
  

• Проектирование редуктора

  Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.
  
  курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019
  

• Кинематический расчет привода

  Определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода. Силовые и кинематические параметры привода, расчет клиноременной и закрытой косозубой цилиндрической передач. Расчет валов и подшипников, конструирование корпуса редуктора.
  
  курсовая работа [209,0 K], добавлен 17.12.2013
  

• Четвертая зубчатая передача редуктора радиолокационной станции

  Кинематический, геометрический и силовой расчёт, определение передаточного отношения четвертой зубчатой передачи редуктора радиолокационной станции. Расчёт зацепления и вала механизма на прочность. Выбор конструкционных материалов зубчатой передачи.
  
  курсовая работа [130,8 K], добавлен 05.03.2014
  

• Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

  Основные параметры зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя, кинематический расчет редуктора. Определение КПД передачи, определение вращающих моментов на валах. Последовательность расчета зубчатой передачи.
  
  курсовая работа [763,1 K], добавлен 07.08.2013
  

• Конструирование электродвигателя

  Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя для привода цепного транспортера. Определение вращающих моментов на валах. Конструирование подшипников и валов. Расчет зубчатой передачи, межосевого расстояния и шпоночных соединений. Модуль передач.
  
  курсовая работа [129,7 K], добавлен 25.10.2015
  

• Проект привода ленточного транспортера

  Кинематический расчет привода и его передаточного механизма. Определение допускаемых напряжений передачи редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической передачи. Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.
  
  курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.05.2015
  

• Расчет привода технической системы

  Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, передаточные числа. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: выбор материала, модуль зацепления. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса. Параметры конической зубчатой передачи.
  
  контрольная работа [163,3 K], добавлен 18.06.2012
  

• Проект привода вращающейся муфельной печи

  Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые изгибные напряжения. Геометрические параметры зубчатых колес и расчет быстроходного вала редуктора.
  
  курсовая работа [837,0 K], добавлен 19.02.2013
  

• Расчет редуктора

  Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проверка зубьев передачи на изгиб. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфт. Построение эпюр моментов на валах. Технология сборки редуктора.
  
  курсовая работа [145,3 K], добавлен 20.01.2011
  

• Конструирование редуктора

  Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
  
  курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011
  

• Разработка привода с асинхронным двигателем

  Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение требуемой мощности двигателя. Распределение передаточного числа привода по всем ступеням. Определение частот вращения, угловых скоростей, вращающих моментов и мощностей по валам привода.
  
  курсовая работа [194,1 K], добавлен 01.05.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам