Расчет прямозубой цилиндрической передачи
Расчет прямозубой цилиндрической передачи
Содержание
Задание по расчету цилиндрической зубчатой передачи
Введение
1. Нагрузочные параметры передачи 2. Расчет на прочность зубчатой передачи 3. Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы 4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников 5. Конструктивные размеры зубчатого колеса 6. Смазка и уплотнение элементов передачи
Графическая часть:
Приложение 1 «Эскизная компоновка тихоходного вала»
Приложение 2 «Расчетная схема тихоходного вала с эпюрами изгибающих и
крутящих моментов»
Приложение 3 «Сборочный чертеж тихоходного вала». Задание по расчету цилиндрической зубчатой передачи. Рассчитать и спроектировать закрытую косозубую цилиндрическую передачу,
передающую на тихоходном валу мощность Р2=6 кВт, при угловой скорости
w2=3*3.14=9.42 рад/с. и передаточным числе u=3.3 Режим нагрузки -
постоянный «Т». По заданию выполнить: А) расчеты Б) чертежи Дополнительные условия, которые необходимо учитывать при расчете,
принимаются следующими: А) вид передачи- косозубая цилиндрическая Б) передача нереверсивная, не допускается изменение направления вращения
валов. В) двигатель асинхронный серии 4А; в соответствии с данными каталога
электродвигателей максимально кратковременные перегрузки составляют 200%,
поэтому коэффициент перегрузки кп=2.0 Г) требуемый срок службы передачи назначим h=20000 часов. Введение Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя рабочей машине с
понижением угловой скорости и повышение вращающегося момента
ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного), в
котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и
т.д. Применение соосной схемы позволяет получить меньшие габариты по длине,
что и является ее основным достоинством. К числу недостатков соосных
редукторов относятся: а) Затруднительность смазки подшипников, находящихся в средней части
корпуса. б) Большое расстояние между порами промежуточного вала, что требует
увеличение его диаметра для обеспечения достаточной прочности и жесткости. Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда
нет необходимости иметь два конца вала быстроходного и тихоходного, а
совпадение геометрически осей входного и выходного валов удобно при
намеченной общей компоновке привода. 1. Нагрузочные параметры передачи. Угловая скорость тихоходного вала w2=9,42 рад/с.; угловая скорость
быстроходного вала: [pic] Мощность на валах тихоходном валу Р2=6 кВт. Мощность на быстроходном валу: [pic] , где [pic]- КПД передачи. [pic]КПД зацепления косозубой цилиндрической передачи. [pic]КПД одной пары подшипников качения. Крутящий момент на быстроходном валу: [pic] Крутящий момент на тихоходном валу: [pic] Расчетные крутящие моменты принимаются: Т1Н=Т1F=T1=201,055 [pic]; Т2Н=Т2F=T2=636.943 [pic] Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи,
соответственно для зубьев шестерни и колеса равны: [pic]для быстроходной [pic]для тихоходной Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагружения
учитывается коэффициентами нагружения, которые назначаем, ориентируясь на
стальные колеса: КНЕ=0,50, при расчете на контактную выносливость. КFE=0,30, при расчете на выносливость при изгибе. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса: [pic] Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках: [pic] 2. Расчет на прочность зубчатой передачи. Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи: [pic] Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не
предъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительные
кратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес
следующие материалы: |Параметр |Для шестерни |Для колеса |
|Материал |Сталь 45 |Сталь 40 |
|Температура закалки в |840 |850 |
|масле, 0С | | |
|Температура отпуска, 0С |400 |400 |
|Твердость НВ |350 |310 |
|?В, МПа |940 |805 |
|?Т, МПа |785 |637 | Допускаемое контактное напряжение: [pic] Для зубьев шестерни определяется: - предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе
испытаний NHO [pic] Предварительно принимается: - коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев. SH=1.1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ZR=0.95 Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и
эквивалентного числа циклов нагружения зубьев. База испытаний определяется в зависимости: [pic] Так как [pic], то для переменного тяжелого режима нагружения kHL=1. Допускаемое контактное напряжение: [pic] Для зубьев колеса соответственно определяется: [pic] SH=1.1 ZR=0.95 [pic] Так как: [pic], то kHL2=1 Допускаемое контактное напряжение: [pic] Допускаемого контактного напряжение: [pic] Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26 Число зубьев колеса: [pic], принимаем Z2=86 Фактическое передаточное число передачи: [pic] Угол наклона линии зубьев ?= 120 Вспомогательный коэффициент ka=430 Коэффициент ширины зубчатого венца ?a=0.4, и соответственно: [pic] Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kHB=1,05 Минимальное межосевое расстояние: [pic] Нормальный модуль зубьев: [pic] По ГОСТ 9563-90 принимаем mn=5 мм Фактическое межосевое расстояние [pic], назначаем aw=330, тогда фактическое угол наклона зубьев: [pic] По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач: - угол главного профиля ?=200 - коэффициент высоты зуба ha*=1 - коэффициент радиального зазора с*=0.25 - коэффициент высоты ножки зуба h*f=1.25 - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р*=0.38 Размеры зубчатого венца колеса: Внешний делительный диаметр колеса: [pic] [pic] [pic] [pic] Размеры зубчатого венца шестерни Внешний делительный диаметр колеса: [pic] Внешний диаметр вершин зубьев: [pic] [pic] [pic] Окружная скорость зубчатых колес: [pic] Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: [pic] Номинальная окружная сила в зацеплении: [pic] Коэффициент торцевого перекрытия: [pic] Коэффициент осевого перекрытия: [pic] Расчет на выносливость зубьев при изгибе: [pic] Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем: Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ZH=1.77*cos?=1.77*0.848=1,501 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных
зубчатых колес: ZM=275 Н1/2/мм Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: [pic] Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: kH?=1.13; kH?=1.05 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: KHv=1.03 Удельная расчетная окружная сила: [pic] Допустимое контактное напряжение: [pic] [pic] Допускаемое предельное контактное напряжение: [pic] Расчет на контактную прочность: [pic] Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе: [pic] Коэффициент, учитывающий форму зуба: YF1=3.84, для зубьев шестерни YF2=3.61, для зубьев колеса Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y?=1 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев: [pic] Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: [pic] Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца: [pic]kF?=1.1 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении: KFv=1.07 Удельная расчетная окружная сила: [pic] Допустимое напряжение на изгиб: [pic][pic] Для зубьев шестерни определяем: Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний
4*106: [pic] Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала
принимаем SF=1.7 Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья kFC=1 -для
нереверсивной передачи. Коэффициент долговечности находим по формуле: [pic] , поэтому принимаем kFL=1 [pic] Для зубьев колеса соответственно определяем: [pic] [pic] SF=1.7; kFC=1; kFL=1; т.к NFE2=3.24*107>4*106 [pic] Расчет на выносливость при изгибе: [pic] Допустимое предельное напряжение на изгиб: [pic] Предельное напряжение не вызывающая остаточной деформации или хрупкого
излома зубьев для шестерни и колеса. [pic] Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7 [pic] [pic] Расчет на прочность при изгибе для шестерни: [pic] Расчет на прочность при изгибе для колеса: [pic] 3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются
по формулам: Окружное усилие: [pic] Радиальное усилие: [pic] Осевое усилие: [pic] 4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников. Для предварительного расчета принимаем материал для изготовления вала: Материал- Сталь 40 нормализованная ?в=550 МПа ?Т=280 МПа Допустимое напряжение на кручение [?]=35 МПа Диаметр выходного участка вала: [pic] Для определения расстояния между опорами вала предварительно находим: - длина ступицы зубчатого колеса lст=80 мм - расстояние от торца ступицы до внутренней стенки корпуса ?=8мм. - толщина стенки корпуса: [pic] - ширина фланца корпуса: [pic] - диаметр соединительных болтов: [pic] - размеры для установки соединительных болтов: [pic] - ширина подшипника В=22 мм принята первоначально для подшипника 212 с
внутренним посадочным диаметром 60 мм и наружным диаметром 110 мм. - размеры h1=14 мм и h2=10 мм назначены с учетом размеров крышек для
подшипников с наружным диаметром 111 мм. - ширина мазеудерживающего кольца с=6мм и расстояние до подшипника f=6мм,
(смазка подшипника пластичной смазкой (V=2,939 м/с
|