Реферат: 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................................................................................................... 4

1 Расчет закрытых цилиндрических передач......................................... 5

1.1 Выбор материала зубчатых колес, назначение

упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений........... 6

1.2 Определение размеров зубчатых колес и параметров зацепления........ 7

1.3 Проверочные расчеты передачи............................................................ 10

1.4 Определение сил, действующих в зацеплении...................................... 11

2 Расчет закрытых конических передач............................................... 13

2.1 Выбор материала конических колес, назначение

упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений......... 14

2.2 Определение размеров конических колес и параметров зацепления... 14

2.3 Проверочные расчеты передачи............................................................ 16

2.4 Определение сил, действующих в зацеплении...................................... 17

3 Расчет червячных передач................................................................. 18

3.1 Выбор материала червячной пары. Назначение упрочняющей

обработки и определение допускаемых напряжений.................................. 19

3.2 Определение размеров и параметров червячного зацепления............. 20

3.3 Проверочные расчеты передачи............................................................ 22

3.4 Определение сил, действующих в зацеплении, и КПД передачи......... 23

3.5 Тепловой расчет и охлаждение червячных передач............................. 24

Список использованных источников.................................................... 25

Приложение А........................................................................................ 26

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 потаблице 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_{ba ω} ≤ 0,2; 0,25; 0,315- для прямозубых колес,

ψ_{ba ω} ≤ 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.

1.2.5 Определяем число зубьев шестерни и колеса.

Суммарное число зубьев косозубых шестерни и колеса:

- округляем до целого значения в меньшую сторону (отбрасываем цифры после запятой) и уточняем угол наклона зубьев:

, (вычисляют с точностью до 4 знака).

Суммарное число зубьев прямозубых шестерни и колеса:

,

- должно получится целым значением (при необходимости изменить модуль зацепления и межосевое расстояние).

Для внешнего зацепления:

число зубьев шестерни:

число зубьев колеса:

z₂ = z_C - z₁ .

Для внутреннего зацепления:

Если z₁ окажется меньше 17, то изменяем модуль в меньшую сторону и заново рассчитываем числа зубьев.

Значения z₁ и z₂ округляем до целых чисел.

Уточняем передаточное число:

Расхождения с исходным значением

Если , то увеличивают или уменьшают модуль зацепления, а затем заново определяют числа зубьев z₁ и z₂ .

1.2.6 Определяем основные геометрические размеры передачи.

Диаметры делительных окружностей, (мм):

Проверяем условие:

- для внешнего зацепления;

- для внутреннего зацепления.

Диаметры окружностей выступов (мм):

- для внутреннего зацепления.

Диаметры окружностей впадин (мм):

- для внутреннего зацепления.

Ширина зубчатых колес (мм):

Значения и округляем до целых чисел.

Проверяем условие

- для прямозубых колес,

- для косозубых колес.

Если условие не выполняется, то принимаем b₂ = d₁ и b₂ = 1,5·d₁ соответственно.

Определяем коэффициент ширины относительно диаметра:

1.3 Проверочные расчеты передачи

1.3.1 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям.

Окружная скорость, м/с:

Назначаем степени точности изготовления колес (таблица А.18 приложения).

Уточняем коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (таблица А.4 приложения). Для прямозубых колес=1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.5 приложения);

- динамический коэффициент (таблица А.6 приложения).

Проверяем условие прочности:

Допускается недогрузка на 10% и перегрузка на 5%. Если условие прочности не выполняется, то либо увеличивают степень точности, либо увеличивают , не выходя за пределы рекомендуемых, либо увеличивают . Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

1.3.2 Проверяем условие прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Для косозубых колес определяем приведенное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем по ГОСТ 21354-87 коэффициенты формы зуба - и (таблица А.7 приложения).

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений.

Определяем коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- для прямозубых колес,

- для косозубых колес,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.8 приложения);

- коэффициент динамичности (таблица А.9 приложения).

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев (для косозубых колес),

Проверяем условие прочности по минимальному значению , подставив параметры шестерни или зубчатого колеса в формулу вычисления напряжений изгиба:

Возможна большая недогрузка.

Если условие прочности не выполняется, то задаются большим значением m_n , не изменяя , т.е. не нарушая условия контактной прочности.

Если это не дает положительного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

1.4 Определение сил, действующих в зацеплении

В прямозубой передаче сила нормального давления раскладывается на окружную и радиальную составляющие силы (рисунок 2а).

Окружные силы, в ньютонах:

где - вращающий момент на шестерне или колесе, Н·мм;

- диаметр делительной окружности шестерни или колеса, мм.

Радиальные силы, в ньютонах:

где - угол зацепления.

Силы нормального давления, в ньютонах:

В косозубой передаче появляется осевая составляющая (рисунок 2б).

Окружные силы в ньютонах:

Осевые силы в ньютонах:

Радиальные силы в ньютонах:

Силы нормального давления в ньютонах:

где ,

- уточненное значение угла наклона зубьев.

2 Расчет закрытых конических передач

Конические зубчатые колеса применяют в передачах между валами, оси которых расположены под углом. Основное применение имеют передачи с пересекающимися под углом 90^о осями (рисунок 3).

Рисунок 3 – Прямозубая коническая передача

Исходные данные для расчета конической 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 конического колеса обозначаются с индексом два.

Вращающий момент:

Угловая скорость:

.

Частота ращения:

.

Передаточное число:

2.1 Выбор материала конических колес , назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

2.1.1 Материал колеса (см. расчет закрытых цилиндрических передач п. 1.1.1).

2.1.2 Материал шестерни (см. там же п. 1.1.2 ).

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:

2.2 Определение размеров конических колес и параметров зацепления

2.2.1 Принимаем расчетные коэффициенты:

1) коэффициент нагрузки при консольном расположении колес.

2) коэффициент ширины зубчатого венца по конусному расстоянию:

по ГОСТ 12289 -76.

2.2.2 Определяем внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности, мм:

где T₂ – вращающий момент на колесе, Н·мм.

Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ2185-66 (СТ СЭВ 229-75) (таблица А.2 приложения).

2.2.3 Определяем внешний окружной модуль , мм:

.

По таблице А.3 (приложения), рекомендуется принимать такие стандартные значения модуля m_te , которому соответствует целое число зубьев колеса:

2.2.4 Число зубьев шестерни:

Значения округляем до целого числа.

2.2.5 Уточняем передаточное число:

Расхождения с исходным значением:

Если условие не соблюдается, тогда увеличивают или уменьшают на единицу и корректируют модуль зацепления (п.2.2.3 ).

2.2.6 Определяем основные геометрические размеры передачи

Углы делительного конуса:

Внешние делительные диаметры , мм:

Внешние диаметры окружностей выступов, мм:

Внешние диаметры окружностей впадин, мм:

Внешние конусное расстояние, мм:

Ширина зубчатого венца, мм:

Значение округляем до целого числа.

Среднее конусное расстояние, мм:

Средние делительные диаметры, мм:

Средний модуль, мм:

Коэффициент ширины колеса по среднему диаметру:

2.3 Проверочные расчеты передачи

2.3.1 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям

Средняя окружная скорость, м/с

Назначаем степени точности изготовления колес (таблица А.18 приложения).

Уточняем коэффициент нагрузки

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (таблица А.4 приложения), для передач с прямыми зубьями К_Нα =1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.5 приложения);

- динамический коэффициент (таблица А.6 приложения).

Проверяем условие прочности, Н/мм² :

.

Допускается недогрузка до 10% и перегрузка до 5%. Если условие прочности не выполняется, то можно увеличить d_{e 2} . Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

2.3.2 Проверяем условие прочности зубьев по напряжениям изгиба

Определяем приведенное число зубьев:

Определяем по ГОСТ 21354-87 коэффициенты формы зуба - и (таблица А.7 приложения).

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений. Определяем коэффициент нагрузки:

где = 1,0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.8 приложения);

- коэффициент динамичности (таблица А.9 приложения).

Проверяем условие прочности по :

.

Возможна большая недогрузка.

Если условие прочности не выполняется, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

2.4 Определение сил, действующих в зацеплении

В конической передаче сила нормального давления раскладывается на три составляющие: окружную, радиальную и осевую силы (рисунок 4).

Окружные силы, Н:

где Т₂ - вращающий момент на шестерне (колесе), Н·м;

d_{m 2} - средний диаметр шестерни (колеса), мм.

Осевая сила шестерни, равная радиальной силе колеса, Н:

где .

Радиальная сила шестерни, равная осевой силе колеса:

Сила нормального давления, Н:

3 Расчет червячных передач

Червячные передачи относятся к числу зубчато-винтовых, имеющих характерные черты зубчатых и винтовых передач. Червячные передачи применяют между перекрещивающимися осями валов для получения большого передаточного числа. Наибольшее распространение получили червячные передачи с цилиндрическими червяками (рисунок 5).

а)

б)

а- кинематические схемы; б – геометрические параметры

Рисунок 5 – Червячная передача

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

Вращающий момент:

Угловая скорость:

.

Частота ращения:

.

Передаточное число:

3.1 Выбор материала червячной пары . Назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Материал червячного колеса

В большинстве случаев червячные колеса делают составными: зубчатый венец из бронзы, а центр – из чугуна или стали. При скорости скольжения м/с применяют оловянные бронзы. При м/с – более дешевые безоловянные бронзы. При м/с – серый чугун.

Предварительно скорость скольжения определяем по формуле:

, м/с.

По таблице А.10 приложения принимаем материал для венца червячного колеса. Например, при скорости скольжения 5 м/с принимаем безоловянную бронзу БрАж–9-4л, отливка в землю.

Допускаемое контактное напряжение:

Н/мм² (таблицы А.10 , А11 приложения).

Если в таблице А.10 нет значения , то его рассчитывают по формуле:

где - табличное значение допускаемых контактных напряжений (таблица А.11 приложения),

- коэффициент долговечности:

где - базовое число изменений циклов напряжений;

n₂ t– суммарное число изменений циклов напряжений;

- частота вращения червячного колеса, об/мин;

– срок службы привода, например 20000 ч.

Во всех случаях .

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где - табличное значение допускаемых напряжений изгиба (таблица А.11 приложения);

- коэффициент долговечности:

где - базовое число изменений циклов напряжений;

n₂ t – суммарное число изменений циклов напряжений.

Во всех случаях

3.1.2 Материал червяка

Для выбранной бронзы принимаем соответствующий материал червяка: например Сталь 45 с закалкой до твердости HRC ≥ 45 с последующим шлифованием витков (таблица А.10 , А.11 приложения).

3.2 Определение размеров и параметров червячного зацепления

3.2.1 Число заходов червяка и число зубьев колеса

Принимаем в зависимости от u:

при u=8…14 Z₁ =4;

при u=16…30 Z₁ =2;

при u=30 и выше Z₁ =1.

Число зубьев червячного колеса составит:

.

3.2.2 Предварительно принимаем расчетные коэффициенты:

1) коэффициент нагрузки

2) коэффициент диаметра червяка определяем по формуле:

.

Полученное значение коэффициента диаметра червяка округляем до стандартного значения (таблица А.13 ).

3.2.3 Определяем минимальное межосевое расстояние из условия контактной прочности:

мм,

где T₂ – вращательный момент на колесе, в Н·мм.

Расчетный модуль, мм:

.

3.2.4 Принимаем основные параметры передачи по ГОСТ 2144-76 (таблица А.12 , А.13 приложения)

a_ω = , m = , q = .

Если принятые параметры передачи и u=Z₂ /Z₁ не совпали со стандартными значениями по таблице А.12 , то передачу следует выполнять со смещением.

Коэффициент смещения:

.

Коэффициент смещения должен быть в пределах -1≤X≤1. Если это условие не выполняется, то либо увеличивают, либо уменьшают параметры передачи не выходя за пределы рекомендуемых. Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

3.2.5 Определяем основные геометрические размеры передачи

Диаметры делительных окружностей, мм:

Диаметры начальных окружностей, мм:

Диаметры окружностей выступов, мм:

Диаметры окружностей впадин, мм:

Наибольший диаметр червячного колеса, мм:

.

Длина нарезной части червяка, мм:

Ширина венца червячного колеса, мм:

b₂ ≤0,75d_a1

Значения b₁ и b₂ округляют до целых, принимая из ряда предпочтительных чисел.

Угол подъема винтовой линии:

3.3 Проверочные расчеты передачи

3.3.1 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям

Окружная скорость червяка, м/с:

Скорость скольжения, м/с:

Назначаем степени точности изготовления (таблица А.19 приложения).

Уточняем коэффициент нагрузки:

где К_β - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

,

- коэффициент деформации червяка (таблица А.14 приложения);

x – коэффициент, зависящий от характера изменений нагрузки,

x =1,0 () – при спокойной нагрузке,

x =0,6 – при переменной нагрузке;

K_v - коэффициент динамичности (таблица А.15 приложения).

Проверяем условие прочности:

Допускается недогрузка 10% и перегрузка 5%. Если условие прочности не выполняется, то назначают другие параметры или материалы червячной передачи и расчет повторяют.

3.3.2 Проверяем условие прочности зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба

Приведенное число зубьев червячного колеса:

.

Определяем коэффициент формы зуба (таблица А.16 приложения).

Проверяем условие прочности:

Если условие прочности не выполняется, то назначают другие материалы и расчет повторяют.

3.4 Определение сил, действующих в зацеплении, и КПД передачи

В червячной передаче сила нормального давления раскладывается на три составляющие: окружную, радиальную и осевую силы (рисунок 6).

Рисунок 6

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Окружная сила на червячном колесе равна осевой силе на червяке:

Радиальные силы на червяке и червячном колесе:

где α=20⁰ – угол зацепления.

Силы нормального давления:

КПД передачи с учетом потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

где - приведенный угол трения (таблица 17 приложения).

3.5 Тепловой расчет и охлаждение червячных передач

Червячные передачи работают с большим тепловыделением. Тепловой расчет проводят на основе теплового баланса – количество теплоты, выделяющееся в червячной передаче, должно отводится свободной поверхностью корпуса передачи и фланцем крепления к фундаментной плите или раме. По тепловому балансу определяют рабочую температуру масла t_м , которая не должна превышать максимально допустимую величину:

[t_м ] =80…95^о С.

Температура масла:

,

где t_о =20 ^о С - температура окружающего воздуха;

Р₁ – мощность на червяке принимается из кинематического расчета силового привода или определяется как Р₁ =Т₁ ·ω₁ /1000, Вт;

η – КПД передачи;

А – поверхность теплоотдачи корпуса передачи, в которую включается 50% поверхности ребер, м² :

,

а _ω - межосевое расстояние, мм;

К_т – коэффициент теплоотдачи, равный 11…13 Вт/(м² ·^о С) при отсутствии циркуляции воздуха, 15…18 Вт/(м² ·^о С) при наличии хорошей циркуляции воздуха, 20…30 Вт/(м² ·^о С) при искусственном обдуве стенок редуктора;

Ψ – коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту или раму, принимается от 0,15…0,25.

Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.

2. Зубчатые передачи: Справочник. Под. Ред. Е.Г. Гинзбурга. –Л.: Машиностроение, 1980. – 416 с.

3. Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Кудрявцева В.Н. – М.: Машиностроение, 1984. – 400 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Чернавского С.А. – М.: Машиностроение, 1979. – 350 с.

5. Расчет деталей машин на ЭВМ. Под ред. Д.Н. Решетова и С.А. Шувалова. – М.: Высшая школа, 1985. – 368 с.

6. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение, 1984 – 560 с.

Приложение А

(справочное)

Таблица А.1 - Механические свойства сталей

Таблица А.2 - Межосевое расстояние и по ГОСТ2185-66

(СТ СЭВ 229-75) (мм)

Таблица А.3 - Модуль по ГОСТ9563-60 (СТ СЭВ 310-76) (мм)

Таблица А.4 - Значения коэффициента К_Нα

Таблица А.5 - Значения коэффициента

	Консольное расположение колес	Несимметричное расположение колес по отношению к опорам	Симметричное расположение колес по отношению к опорам
0,4	1,15	1,04	1,0
0,6	1,24	1,06	1,02
0,8	1,30	1,08	1,03
1,0	-	1,11	1,04
1,2	-	1,15	1,05
1,4	-	1,18	1,07
1,6	-	1,22	1,09
1,8	-	1,25	1,11
2,0	-	1,30	1,14

Таблица А.6 - Значения коэффициента

Таблица А.7 - Значения коэффициента

Z или	17	20	25	30	40	50	60	80	100 и более
	4,18	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,:62	3,61	3,60

Таблица А.8 - Значения коэффициента

	Симметричное расположение колес относительно опор	Несимметричное расположение колес относительно опор	Консольное расположение колес	Установка вала на роликовых подшипниках
0,2	1,0	1,04	1,!8	1,10
0,4	1,03	1,07	1,37	1,21
0,6	1,05	1,12	1,62	1,40
0,8	1,08	1,17	-	1,59
1,0	1,10	1,23	-	-
1,2	1,13	1,30	-	-
1,4	1,19	1,38	-	-
1,6	1,25	1,45	-	-
1,8	1,32	1,53	-	-

Таблица А.9 - Значения коэффициента

Степень точности	Окружная скорость V м/c
	до 3	3-8	8-12,5
6	1/1	1,2/1	1,3/1,1
7	1,15/1	1,35/1	1,45/1,2
8	1,45/1,3	1,45/1,3	-/1,4
В числителе значения - для прямозубых колес, в знаменателе для косозубых

Таблица А.10 - Материалы для червяков и червячных колес

Материалы		, Н/мм2 при м/с
венца червячного колеса	червяка	0,25	0,5	1	2	3	4	6	8
БрАЖ9-4Л	Сталь с HRC 45 и >	-	182	179	173	167	161	150	138
БрАЖИ 10-4-4Л	-“-	-	196	192	187	181	175	164	152
СЧ15-32 или СЧ18-36	Сталь 20 или 20Х цементированная	155	128	113	84,5	-	-	-	-
СЧ12-28 или СЧ15-32	Сталь 45 или Ст. 6	141	113	98	71	-	-	-	-

Таблица А.11 - Механические характеристики для материалов червячных колес, МПа

Марка бронзы или чугуна	Способ литья	Н/мм2	Допускаемые напряжения при твердости червяка
			<HRC 45			≥HRC 45
1	2	3	4	5	6	7	8	9
БрОФIO-1	В песчанную форму	177	39	28	128	49	35	157
БрОФIO-1	В кокили	255	57	186	186	71	51	221
БрОНФ	Центробежн.	287	64	206	206	80	56	246
БрОЦС 6-6-3	В песчаную форму	147	35	111	111	45	32	133
БрОЦС 6-6-3	В кокиль	177	45	132	132	53	38	194
БрОЦС 6-6-3	Центробеж.	216	51	162	162	62	45	-
БрАЖ9-4Л	В песчаную форму	392	81	-	-	98	75	-
БрАЖ9-4Л	В кокиль	490	85	-	-	108	83	-
Продолжение таблицы А.11
1	2	3	4	5	6	7	8	9
БрАЖ 10-4-4Л	В кокиль	590	101	-	-	130	98	-
СЧ12-28	В песчаную форму	118	33	-	-	41	25	-
СЧ15-32	То же	147	37	-	-	47	29	-
СЧ18-36	-“-	177	42	-	-	53	33	-
СЧ21-40	-“-	206	47	-	-	59	36	-

Таблица А.12 - Основные параметры червячных передач (ГОСТ 2144-76)

, мм		m, мм	q		Z2 :Z1 = u
1 ряд	2 ряд
63	3,15	8		32:4		32:2		32:1
80	4	8		32:4		32:2		32:1
100	5	8		32:4		32:2		32:1
	4	10		40:4		40:2		40:1
125	5	10		40:4		40:2		40:1
	4	12,5		50:4		50:2		50:1
140	5	16		40:4		40:2		40:1
	5	10		46:4		46:2		46:1
160	6,3	10		32:4		40:2		32:1
	8	8		32:4		32:2		32:1
200	10	8		32:4		32:2		32:1
	8	10		40:4		40:2		40:1
250	12,5	8		32:4		32:2		32:1
	10	10		40:4		40:2		40:1
	8	12,5		50:4		50:2		50:1
280	10	16		40:4		40:2		40:1
	10	10		46:4		46:2		46:1
400	20	8		32:4		32:2		32:1
	16	10		40:4		40:2		40:1
500	20		10		40:4		40:2	40:1
	16		12,5		50:4		50:2	50:1

Таблица А.13 - Сочетание m и q (ГОСТ 2144-76)

Таблица А.14 - Коэффициент деформации червяка .

	Коэффициент деформации при q
	7,5	8	9	10	12	14	16
1	63	72	89	108	147	179	194
2	50	57	71	86	117	149	163
3	46	51	61	76	103	131	144
4	42	47	58	70	94	120	131

Таблица А.15 - Значения коэффициента

Степень точности	Скорость скольжения , м/с
	до 1,5	от 1,5 до 3	от 3 до 7,5	от 7,5 до 12
6	-	-	1	1,1
7	1	1	1,1	1,2
8	1,15	1,25	1,4	-
9	1,25	-	-	-

Таблица А.16 - Коэффициенты формы зуба для червячных колес

	28	30	35	40	45	50	65	80	100	150
	2,43	2,41	2,32	2,27	2,22	2,19	2,12	2,09	2,08	2,04

Таблица А.17 - Значения коэффициентов трения и углов трения

0,1	0,08-0,09	4o 34’-5o 09’	2,5	0,030-0,040	1o 43’-2o 17’
0,25	0,065-0,075	3o 34’-4o 17’	3,0	0,028-0,035	1o 36’-2o 00’
0,5	0,055-0,065	3o 09’-3o 43’	4,0	0,023-0,030	1o 19’-1o 43’
1,0	0,045-0,055	2o 35’-3o 09’	7,0	0,018-0,026	1o 02’-1o 29’
1,5	0,04-0,05	2o 17’-2o 52’	10,0	0,016-0,024	0o 55’-1o 22’
2,0	0,035-0,045	2o 00’-2o 35’
Меньшие значения следует принимать при шлифованном или полированном червяке

Таблица А.18 - Предельные окружные скорости для силовых передач, м/с

Таблица А.19 - Допустимые скорости и области применения червячных передач