Реферат: 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 передачии нагрузки на валы…

4. Расчет тихоходного вала и выборподшипников…

5. Конструктивные размеры зубчатогоколеса…

6. Смазка и уплотнение элементовпередачи…

Графическая часть:

Приложение 1 «Эскизная компоновка тихоходного вала»

Приложение 2 «Расчетная схема тихоходного вала с эпюрамиизгибающих и крутящих моментов»

Приложение 3 «Сборочный чертеж тихоходного вала».

Задание по расчету цилиндрическойзубчатой передачи.

Рассчитать и спроектировать закрытую косозубуюцилиндрическую передачу, передающую на тихоходном валу мощность Р2=6кВт, при угловой скорости w2=3*3.14=9.42рад/с. и передаточным числе u=3.3 Режим нагрузки — постоянный «Т».

По заданию выполнить:

А) расчеты

Б) чертежи

Дополнительные условия, которыенеобходимо учитывать при расчете, принимаются следующими:

А) вид передачи- косозубаяцилиндрическая

Б) передача нереверсивная, недопускается изменение направления вращения валов.

В) двигатель асинхронный серии 4А; всоответствии с данными каталога электродвигателей максимально кратковременныеперегрузки составляют 200%, поэтому коэффициент перегрузки кп=2.0

Г) требуемый срок службы передачиназначим h=20000часов.

Введение

Редуктором называется механизм,состоящий из зубчатых или

червячных передач, выполненного ввиде отдельного агрегата и

служащий для передачи мощности отдвигателя рабочей машине с понижением угловой скорости и повышениевращающегося момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литогочугуна или стального сварного), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Применение соосной схемы позволяетполучить меньшие габариты по длине, что и является ее основным достоинством. Кчислу недостатков соосных редукторов относятся:

а) Затруднительность смазкиподшипников, находящихся в средней части корпуса.

б) Большое расстояние между порамипромежуточного вала, что требует увеличение его диаметра для обеспечениядостаточной прочности и жесткости.

Очевидно, применение соосныхредукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь два конца вала быстроходного и тихоходного, а совпадение геометрически осей входного ивыходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.

1. Нагрузочныепараметры передачи./>

Угловая скорость тихоходного вала w2=9,42 рад/с.; угловая скорость быстроходноговала:

Мощность на валах тихоходном валу Р2=6кВт.

Мощность на быстроходном валу:

/> , где />-КПД передачи.

/>КПД зацепления косозубойцилиндрической передачи.

/>КПД одной пары подшипников качения.

Крутящий момент на быстроходном валу:

Крутящий момент на тихоходном валу:

Расчетные крутящие моментыпринимаются:

Т1Н=Т1F=T1=201,055 />; Т2Н=Т2F=T2=636.943 />

Суммарное число циклов нагружениязубьев за весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни иколеса равны:

/>для быстроходной

/>для тихоходной

Переменность нагрузки в передаче притяжелом режиме нагружения учитывается коэффициентами нагру/>жения, которые назначаем, ориентируясь на стальныеколеса: КНЕ=0,50, при расчете на контактную выносливость.

КFE=0,30, при расчете на выносливость приизгибе.

Эквивалентное число циклов нагружениязубьев шестерни и колеса:

Максимальная нагрузка на зубьяпередачи при кратковременных нагрузках:

2. Расчет на прочность зубчатой передачи.

/>Минимальное межосевое расстояние цилиндрическойзубчатой передачи:

Передача предназначена дляиндивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования кгабаритам. Но учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем дляизготовления зубчатых колес следующие материалы:

Параметр

Для шестерни

Для колеса

Материал

Сталь 45

Сталь 40

Температура закалки в масле, 0С

840

850

Температура отпуска, 0С

400

Твердость НВ

350

310

σВ, МПа<sub/>

940

805

σТ, МПа

785

637

Допускаемоеконтактное напряжение:

Для зубьев шестерни определяется:

— предел ограниченной контактнойвыносливости поверхности зубьев при базе испытаний NHO

Предварительно принимается:

— коэффициент безопасности для колесс однородной структурой зубьев.

SH=1.1

- коэффициент,учитывающий шероховатость поверхности ZR=0.95

Коэффициент долговечности находится сучетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев./>

База испытаний определяется взависимости:

Так как />,то для переменного тяжелого режима нагружения kHL=1.

Допускаемое контактное напряжение:

Для зубьев колеса соответственноопределяется:

SH=1.1

ZR=0.95

Так как:

/>, то kHL2=1

Допускаемоеконтактное напряжение:

Допускаемого контактного напряжение:

Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26

Число зубьев колеса:

/>, принимаем Z2=86

Фактическоепередаточное число передачи:

Уголнаклона линии зубьев β= 120

Вспомогательныйкоэффициент ka=430

Коэффициент ширины зубчатог/>о венца ψa=0.4, и соответственно:

Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузкипо ширине венца

kHB=1,05

Минимальное межосевое расстояние:

Нормальный модуль зубьев:

ПоГОСТ 9563-90 принимаем mn=5 мм

Фактическоемежосевое расстояние

/>, назначаем aw=330,тогда фактическое угол наклона зубьев:

По ГОСТ 13755-81 для цилиндрическихзубчатых передач:

— угол главного профиля ά=200

— коэффициент высоты зуба ha*=1

— коэффициент радиального зазора с*=0.25

— коэффициент высоты ножки зуба h*f=1.25

— коэффициент радиуса кривизныпереходной кривой р*=0.38

Размеры зубчатого венца колеса:

Внешний делительный диаметр колеса:

Размеры зубчатого венца шестерни/>

Внешний делительный диаметр колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев:

Окружная скорость зубчатых колес:

Эквивалентныечисла зубьев шестерни и колеса:

Номинальная окружная сила взацеплении:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициентосевого перекрытия:

Расчет на выносливость зубьев приизгибе:

Коэффициенты, учитывающие форму зубапринимаем:

Коэффициент, учитывающий формусопряженных поверхностей зубьев:

ZH=1.77*cosβ=1.77*0.848=1,501

Коэффициент, учитывающий механическиесвойства материалов сопряженных зубчатых колес:

ZM=275 Н1/2/мм/>

Коэффициент, учитывающий суммарнуюдлину контактных линий:

Коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями:

kHα=1.13; kHβ=1.05

Коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку в зацеплении:

KHv=1.03

Удельная расчетная окружная сила:

Допустимое контактное напряжение:

Допускаемоепредельное контактное напряжение:

Расчет на контактнуюпрочность:

Условие при расчете выносливостизубьев при изгибе:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF1=3.84, для зубьев шестерни

YF2=3.61, для зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытиезубьев Yε=1

Коэффициент, учитывающийнаклон зубьев:

Коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающийраспределение на/>грузки по ширине венца:

/>kFβ=1.1

Коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку, возникающую в зацеплении:

KFv=1.07

Удельная расчетнаяокружная сила:

Допустимое напряжение на изгиб:

/>/>

Для зубьев шестерни определяем:

Предел ограниченной выносливостизубьев на изгиб при базе испытаний 4*106:

Коэффициент безопасности для колес соднородной структурой материала принимаем SF=1.7

Коэффициент учитывающий влияниеприложение нагрузки на зубья kFC=1 -для нереверсивной передачи.

Коэффициент долговечности находим поформуле:

, поэтому принимаем kFL=1

Для зубьев колеса соответственноопределяем:

SF=1.7; kFC=1;kFL=1; т.кNFE2=3.24*107>4*106

Расчет на выносливость при изгибе:/>

Допустимое предельное напряжение наизгиб:

Предельное напряжение не вызывающаяостаточной деформации или хрупкого излома зубьев для шестерни и колеса.

Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7

Расчет на прочность при изгибе дляшестерни:

Расчетна прочность при изгибе для колеса:

3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы

Усилия в зацеплении прямозубыхцилиндрических зубчатых колес определяются по формулам:

Окружное усилие:

/>/>

Радиальное усилие:

Осевое усилие:

4. Расчет тихоходного вала и выборподшипников.

Для предварительного расчетапринимаем материал для изготовления вала:/>

Материал- Сталь 40 нормализованная

σв=550 МПа

σТ=280 МПа

Допустимое напряжение на кручение [τ]=35 МПа

Диаметр выходного участка вала:

Для определения расстояния междуопорами вала предварительно находим:

— длина ступицы зубчатого колеса lст=80 мм

— расстояние от торца ступицы довнутренней стенки корпуса ∆=8мм.

— толщина стенки корпуса:

— ширина фланца корпуса:

— диаметр соединительных болтов:

— размеры для установкисоединительных болтов:

— ширина подшипника В=22 мм принятапервоначально 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 размеровкрышек для подшипников с наружным диаметром 111 мм.

— ширина мазеудерживающего кольцас=6мм и расстояние до подшипника f=6мм, (смазка подшипника пластичнойсмазкой (V=2,939 м/с<3м/с), поэтому мазеудерживающие кольца lk≈18мм

Таким образом, расстояние междуопорами вала равно:

так, как колесо расположено на валусимметрично относительно его опор, то а=в=0,5*l=0.5*138=69 мм/>

Конструирование вала:

Диаметры:

— выходного участка вала d1=40 мм

— в месте установки уплотнений d2=55 мм

— в месте установки подшипника d3=60 мм

— в месте посадки колеса d4=63 мм

Длины участков валов:

— выходного участка l1=2d1=2*40=80 мм

— в месте установки уплотнений l2=45 мм

— под подшипник l3=B=22 мм

— под мазеудерживающее кольцо l4=lk+2=18+2=20 мм

— для посадки колеса l5=lСТ-4=80-4=76 мм

Проверка статической прочности валов/>

Радиальные реакции в опорах валанаходим в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Составляющие радиальныхреакций в направлениях окружной и радиальной сил на каждой из опор вала будутравны:

Осевая реакция опоры 1 равна осевойсиле:

Fa=Fx=1810.82H

Максимальные изгибающие моменты вдвух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Результатирующий изгибающий момент:

Эквивалентное напряжение в опасномсечении вала:

Напряжение изгиба вала:

Напряжение сжатия вала:

Напряжение кручение вала:

Номинальное эквивалентное напряжение:

Максимальное допустимое напряжение:

Проверка статической прочности валапри/> кратковременных нагрузках:

Выбор подшипников качения тихоходноговала.

Для опор тихоходного вала предварительноназначаем подшипник 212 с внутренним посадочным диаметром d=60 мм, динамическаягрузоподъемность которого С=52000 Н и статическая грузоподъемность С0=3100Н

Для опоры 1:

/>, что соответствует е=0,23

Отношение />

Х=0,56; Y=1.95, а расчетнаядинамическая нагрузка

Для опоры 2:

поэтому X=1; y=0

Расчетная динамическая нагрузка:

С учетом режима нагружения (Т), длякоторого коэффициент интенсивности kE=0.8. расчетная эквивалентнаядинамическая нагрузка на подшипник:

Для 90% надежности подшипников (a1=1)и обычных условиях эксплуатации (a23=0.75) расчетная долговечностьподшипников в милн.об:

/>/>

Расчетная долговечность подшипника вчасах:

что больше требуемого срока службыпередачи.