Реферат : Расчет прямозубой цилиндрической передачи 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Реферат >> Остальные работы


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:

Мощность на валах тихоходном валу Р2=6 кВт.

Мощность на быстроходном валу:

, где - КПД передачи.

КПД зацепления косозубой цилиндрической передачи.

КПД одной пары подшипников качения.

Крутящий момент на быстроходном валу:

Крутящий момент на тихоходном валу:

Расчетные крутящие моменты принимаются:

Т1F=T1=201,055 ; Т2F=T2=636.943

Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни и колеса равны:

для быстроходной

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:

Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:

2. Расчет на прочность зубчатой передачи.

Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:

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 масле, 0С

840

850

Температура отпуска, 0С

400

400

Твердость НВ

350

310

σВ, МПа

940

805

σТ, МПа

785

637

Допускаемое контактное напряжение:

Для зубьев шестерни определяется:

- предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний NHO

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:

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

Допускаемое контактное напряжение:

Для зубьев колеса соответственно определяется:

SH=1.1

ZR=0.95

Так как:

, то kHL2=1

Допускаемое контактное напряжение:

Допускаемого контактного напряжение:

Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26

Число зубьев колеса:

, принимаем Z2=86

Фактическое передаточное число передачи:

Угол наклона линии зубьев β= 120

Вспомогательный коэффициент ka=430

Коэффициент ширины зубчатого венца ψa=0.4, и соответственно:

Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

kHB=1,05

Минимальное межосевое расстояние:

Нормальный модуль зубьев:

По ГОСТ 9563-90 принимаем mn=5 мм

Фактическое межосевое расстояние

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

По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых 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 кривизны переходной 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:

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Номинальная окружная сила в зацеплении:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Расчет на выносливость зубьев при изгибе:

Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем:

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

ZH=1.77*cosβ=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:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

k=1.13; k=1.05

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

KHv=1.03

Удельная расчетная окружная сила:

Допустимое контактное напряжение:

Допускаемое предельное контактное напряжение:

Расчет на контактную прочность:

Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF1=3.84, для зубьев шестерни

YF2=3.61, для зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε=1

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

k=1.1

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

KFv=1.07

Удельная расчетная окружная сила:

Допустимое напряжение на изгиб:

Для зубьев шестерни определяем:

Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний 4*106:

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:

, поэтому принимаем kFL=1

Для зубьев колеса соответственно определяем:

SF=1.7; kFC=1; kFL=1; т.к NFE2=3.24*107>4*106

Расчет на выносливость при изгибе:

Допустимое предельное напряжение на изгиб:

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

Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7

Расчет на прочность при изгибе для шестерни:

Расчет на прочность при изгибе для колеса:

3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы

Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам:

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

Осевое усилие:

4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников.

Для предварительного расчета принимаем 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 между опорами вала предварительно находим:

- длина ступицы зубчатого колеса lст=80 мм

- расстояние от торца ступицы до внутренней стенки корпуса ∆=8мм.

- толщина стенки корпуса:

- ширина фланца корпуса:

- диаметр соединительных болтов:

- размеры для установки соединительных болтов:

- 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<3 м/с), поэтому мазеудерживающие кольца lk≈18мм

Таким образом, расстояние между опорами вала равно:

так, как колесо расположено на валу симметрично 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 вала находим в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Составляющие радиальных реакций в направлениях окружной и радиальной сил на каждой из опор вала будут равны:

Осевая реакция опоры 1 равна осевой силе:

Fa=Fx=1810.82 H

Максимальные изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Результатирующий изгибающий момент:

Эквивалентное напряжение в опасном сечении вала:

Напряжение изгиба вала:

Напряжение сжатия вала:

Напряжение кручение вала:

Номинальное эквивалентное напряжение:

Максимальное допустимое напряжение:

Проверка статической прочности вала при кратковременных нагрузках:

Выбор подшипников качения тихоходного вала.

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

Для опоры 1:

, что соответствует е=0,23

Отношение

Х=0,56; Y=1.95, а расчетная динамическая нагрузка

Для опоры 2:

поэтому X=1; y=0

Расчетная динамическая нагрузка:

С учетом режима нагружения (Т), для которого коэффициент интенсивности kE=0.8. расчетная эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

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

Расчетная долговечность подшипника в часах:

что больше требуемого срока службы передачи.

4.Шпоночные соединения

Выбор размера шпонок

Для проектируемой сборочной единицы тихоходного вала выбираем следующие размеры призматических шпонок:

-на выходном валу:

bi x hi x li =14 x 9 x 70; ti1=5.5 мм

- под ступицей колеса:

bii x hii x lii =18 x 11 x 70; tii1=3 мм

проверка прочности шпоночных соединений.

Напряжение смятия боковых граней шпонки, установленной на выходном участке вала:

Похожие работы: