Список рекомендуемой литературы Основной

1. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин.

2. Аркуша А. И., Фролов М. И. Техническая механика. Разд. 3. Детали машин.

3. Романов М. Я., Константинов В. А., Покровский Н. А. Сборник задач по деталям машин.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проекти­рование.

5. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин.

Дополнительной

6. Мархель И. И. Детали машин.

7. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов.

8. Боков В. Н., Чернилевский Д. В., Будько П. П. Детали машин: Атлас.

Задачи для контрольной работы № 3

Задача 111. Рассчитать прямозубую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора привода конвейера (рис. 1) и проверить передачу на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев, если мощность на ведущем валу редуктора Р₁ и угловая скорость вала ω₁. Передаточное число редуктора u. Редуктор нереверсивный, предназначенный для длительной работы при постоянной нагрузке. Данные своего варианта принять по табл. 1.

Рис. 1. (к задачам 111, 121, 122): 1 — ременная передача; 2 — редук­тор; 3 — конвейер

Таблица 1

Данные для расчёта	Варианты
	09	15	29	40	42	51	70	80	81	92
Р1, кВт	5,5	3,5	6	4	4,8	6,5	7,5	7	6,8	6,2
ω1, рад/с	105	87	90	70	80	95	110	100	96	92
u	2	2,5	3,15	4	5	4	2,5	3,15	2	5
Марка стали шестерни и колеса	45	40Х	40ХН	40Х	45	40Х	45ХЦ	45	40Х	45
Термообработка	Улучшение
Примечание: Рекомендуется НВ1 ≥ НВ2 + (20…30)

К задаче 111.

Последовательность решения задачи:

1. Определить вращающие моменты на валу шестерни: Т₁ = 10³P₁/ω₁ и на валу колеса Т₂ = Т₁ uη, где Р₁ — в кВт; Т₁, Т₂ — в Н∙м; принять КПД цилиндрического редуктора η = 0, 97.

2. Для заданной марки стали и термообработки шестерни и колеса выбрать значение твердости и предела текучести HB₁, HB₂ и σ_т1, и σ_т2 (по Приложению 1). Рекомендуется предусмотреть разность в твердости зубьев шестерни и колеса в пределах HB_1cp=HB_2ср +(20...30). Диаметр за­готовки шестерни D_пред меньше диаметра заготовки колеса.

3. Определить допускаемое контактное напряжение по материалу колеса как менее прочного по сравнению с прочностью материала шес­терни по формуле [σ_н] = К_HL[σ_но]₂, Н/мм², где [σ_но]₂—допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости (σ_но) при базовом числе циклов перемены напряжений зубьев N_но. Значение [σ_но]₂ определяется по формуле [σ_но]₂= 1,8НВ_2ср + 67.

Коэффициент долговечности Khl учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. При длительной работе редуктора и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов, т. е. N_Σ > N_H0 принять Khl =1.

Допускаемое контактное напряжение можно определить также по формуле [σ_н]= σ_но K_НL/[s_H], Н/мм², где σ_но = σ_но2 = 2НВ_2ср + 70 — предел контактной выносливости по материалу колеса. Требуемый коэф­фициент безопасности принять [s_h] = 1,1 как для нормализованной и улучшенной стали.

4. Определить допускаемые напряжения изгиба для материала шес­терни и колеса раздельно [σ_F]₁ = Kfl[σ_fo] ₁ и [σ_F]₂ = Kfl[σ_fo] ₂ , где [σ_fo] ₁ и [σ_fo] ₂ — допускаемые напряжения изгиба для шестерни и коле­са, соответствующие пределу изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_FО, которые определяются по формулам [σ_fo]₁= l,03HB_1cp и [σ_fo]₂= l,03HB_2cp. Kfl — коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев бо­лее базового числа циклов (N_Σ ≥N_FО = 4 • 10⁶), принять K_Fl =1.

Допускаемое напряжение изгиба можно определить для материала шестерни [σ_f]₁ = (σ_fo1/[s_F])Kfl и материала колеса [σ_f]₂ = (σ_fo2/[s_F])Kfl, где σ_fo1 и σ_fo2— пределы выносливости зубьев по излому, оп­ределяемые при твердости зубьев НВ<350 по формуле σ_fo = 1,8 НВ_ср; [s_f] —требуемый коэффициент безопасности принять равным 1,75 для зубчатых колес, изготовленных из поковок и штамповок.

5. Принять расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния Ψ_a=b₂/a_ω выбрать из стандартного ряда с учетом симметричного расположения колес относи­тельно опор (см. Приложение 2).Вычислить коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψ_d=b₂/d₁=0,5Ψ_a(u+1). Принять зна­чение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев К_Нβ в зависимости от коэффициента ширины венца ко­леса Ψ_d (см. Приложение 6).

Для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режи­ме нагрузки принимают К_Нβ =1.

6. Определить межосевое расстояние передачи из условия контакт­ной прочности рабочих поверхностей зубьев:

где а_ω— в мм; Т₂ — вН∙мм; [σ_н] = [σ_н]₂—в Н/мм².

Полученную величину а_ω округлить до стандартного значения: 40; 50; 63;71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 315 мм.

7. Определить предварительные размеры колеса: делительный диаметр d₂ = 2a_ω u /(u +l);

ширину венца b₂ = Ψ_aa_ω.

8. Определить модуль зубьев из условия обеспечения их равной контактной и изгибной прочности по формуле:

где m— в мм; Т₂ - в Н·мм; d₂ и b₂— в мм; [σ_F] = [σ_F]₂— в Н/мм². Полученное значение модуля m округлить в большую сторону по ГОСТ 9536—60 и СТ СЭВ 310—76 по Приложению 3. Принимать m < 1 мм в силовых передачах не реко­мендуется. Вспомогательный коэффициент K_m для прямозубых передач К_m = 6,8.

9. Определить суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса z_Σ=2a_ω/m; тогда z₁=z_Σ/(u+1); z₂=z_Σ - z₁, z₁ и z₂ должны быть целые числа.

10. Определить фактическое передаточное число передачи u'= z₂/z₁. Отклонение от заданного u допускается до ±2,5 %.

11. Определить основные геометрические размеры передачи: диа­метры делительных окружностей шестерни и колеса: d₁ = mz₁, d₂ = = mz₂; вычислить с точностью до 0,01 мм; проверить межосевое рас­ стояние a'_ω = (d₁+d₂)/2; диаметры окружностей вершин зубьев d _a1 =d₁+ 2m; d_a2 = d₂ + 2m; ширина венцов: колеса b₂ = Ψ_aa_ω; шестерни b₁= b₂+ 2 ... 5 мм.

12. Определить окружную силу F_t и радиальную силу F_r в зацепле­нии колес:

F_t = 2T₂/d₂; F_r= F_t tga_ω= F_t tg 20⁰.

F_t и F_r — в Н, a_ω = 20°. При этом Т₂ — Н·мм, d₂ — мм.

13.Определить окружную скорость зубчатых колес v = ω₁ d₁/2, м/с и назначить степень точности их изготовления по Приложению 4.

14. Уточнить коэффициент ширины венца колеса Ψ_d=b₂/d₁ и принять коэффициент неравномерности распределения нагрузки по дли­не венца К_Нβ (см. п. 5). Принять коэффициенты динамической нагруз­ки К_Hv„ и K_Fv по Приложению 7.

15. Определить фактическое контактное напряжение рабочих поверх­ностей зубьев по условию:

где F_t — в Н; d₂ и b₂ — в мм; σ_н — в Н/мм². Допускается недогрузка пе­редачи σ_н < [σ_н] до 10 % или перегрузка σ_н > [σ_н]на 5 %. Если эти ус­ловия не выполняются, то надо изменить ширину венца колеса b₂ или да­же изменить а_ω не выходя из стандартного ряда чисел Ψ_а и a_ω, затем повторить определение расчетного контактного напряжения σ_н.

16. По величине z₁ и z₂ выбрать коэффициенты формы зуба шестер­ни Y_FI и колеса Y_F2 по Приложению 8. Промежуточные значения Y_FI и Y_F2 вычислить интерполированием.

17. Проверить прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам

Сделать вывод.

Коэффициент неравномерности нагрузки К_Fβ по Приложению 6.

Задача 112. Рассчитать косозубую передачу одноступенчатого ци­линдрического редуктора привода винтового транспортера (рис. 2) и проверить передачу на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев, если мощность на ведущем валу редуктора P₁ и угловая ско­рость вала ω₁. Передаточное число редуктора u. Редуктор нереверсив­ный, предназначенный для длительной работы при постоянной нагрузке. Данные своего варианта принять по табл. 2.

Рис. 2 (к задачам 112, 120): 1 — редуктор; 2 — открытая кониче­ская передача; 3 — винтовой транс­портер

Таблица 2

Данные для расчёта	Варианты
	06	17	24	34	50	57	65	77	85	97
Р1, кВт	8,8	11	10	12	9,6	12,5	7,2	8	11,5	9
ω1, рад/с	130	150	140	148	115	152	100	112	138	110
u	5	4	3,15	2,5	2	3,15	2	5	2,5	4
Марка стали шестерни и колеса	40Х	40ХН	35ХМ	40ХН	40ХН	45ХЦ	40ХН	40Х	45ХЦ	35ХМ
Примечание: Термообработка шестерни – улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, колеса - улучшение