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_baω≤ 0,2; 0,25; 0,315- для прямозубых колес,

ψ_baω≤ 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_e2. 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_m2 - 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;

n₂t– 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;

n₂t – 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 b₁и 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^оС.

Температура масла:

,

где t_о=20 ^оС - 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·^оС) при отсутствии циркуляции воздуха, 15…18 Вт/(м²·^оС) при наличии хорошей циркуляции воздуха, 20…30 Вт/(м²·^оС) 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

Таблица А.6 - Значения коэффициента

Таблица А.7 - Значения коэффициента

Таблица А.8 - Значения коэффициента

Таблица А.9 - Значения коэффициента

Таблица А.10 - Материалы для червяков и червячных колес

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

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

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

Таблица А.14 - Коэффициент деформации червяка .

Таблица А.15 - Значения коэффициента

Таблица А.16 - Коэффициенты формы зуба для червячных колес

Таблица А.17 - Значения коэффициентов трения и углов трения

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

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