Реферат: Задание по расчету цилиндрической зубчатой 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 w 2 =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 w 2 =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:

Т1Н =Т1 F = T 1 =201,055 ; Т2Н =Т2 F = T 2 =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 нагру жения, которые назначаем, ориентируясь на стальные колеса: КНЕ =0,50, при расчете на контактную выносливость.

К FE =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 kHL 2 =1

Допускаемое контактное напряжение:

Допускаемого контактного напряжение:

Число зубьев шестерни принимаем: Z 1 =26

Число зубьев колеса:

, принимаем Z2 =86

Фактическое передаточное число передачи:

Угол наклона линии зубьев β= 120

Вспомогательный коэффициент ka =430

Коэффициент ширины зубчатог о венца ψ a =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 a w =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:

Z H =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:

kHα =1.13; kHβ =1.05

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

K H v =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:

YF 1 =3.84, для зубьев шестерни

YF 2 =3. 61 , для зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε =1

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающий распределение на грузки по ширине венца:

k Fβ =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 = 2 80 МПа

Допустимое напряжение на кручение [ τ ]=35 МПа

Диаметр выходного участка вала:

Для определения расстояния между опорами вала предварительно находим:

— длина ступицы зубчатого колеса l ст =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 h 1 =14 мм и h 2 =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 d 1 =40 мм

— в месте установки уплотнений d 2 =55 мм

— в месте установки подшипника d 3 =60 мм

— в месте посадки колеса d 4 =63 мм

Длины участков валов:

— выходного участка l 1 =2 d 1 =2*40=80 мм

— в месте установки уплотнений l 2 =45 мм

— под подшипник l 3 = B =22 мм

— под мазеудерживающее кольцо l 4 = lk +2=18+2=20 мм

— для посадки колеса l 5 = l СТ -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 k E =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