Расчет прямозубой цилиндрической передачи (kursovik)

Посмотреть архив целиком

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: