Расчет прямозубой циліндричною передачи
Мастило і ущільнення елементів передачі Графічна частина: Додаток 1 «Эскизная компонування тихохідного валу» Додаток 2 «Розрахункова схема тихохідного валу з эпюрами изгибающих і крутящих моментів» Додаток 3 «Складальний креслення тихохідного вала». Вочевидь, застосування соосных редукторів обмежується випадками, коли не потрібно мати два кінця валу швидкохідного і тихохідного, а збіг геометрично… Читати ще >
Расчет прямозубой циліндричною передачи (реферат, курсова, диплом, контрольна)
Завдання із розрахунку циліндричною звичайною зубчастою передачі Введение.
1. Нагрузочные параметри передачи.
2. Розрахунок на міцність звичайною зубчастою передачи.
3. Зусилля в зацеплении звичайною зубчастою передачі й навантаження на валы.
4. Розрахунок тихохідного валу і вибір подшипников.
5. Конструктивні розміри зубчастого колеса.
6. Мастило і ущільнення елементів передачі Графічна частина: Додаток 1 «Эскизная компонування тихохідного валу» Додаток 2 «Розрахункова схема тихохідного валу з эпюрами изгибающих і крутящих моментів» Додаток 3 «Складальний креслення тихохідного вала».
Завдання із розрахунку циліндричною звичайною зубчастою передачи.
Розрахувати і спроектувати закриту косозубую циліндричну передачу, передавальну на тихоходном валу потужність Р2=6 кВт, при кутовий швидкості w2=3*3.14=9.42 рад/с. і передаточным числі u=3.3 Режим навантаження — постійний «Т».
За завданням выполнить:
А) расчеты.
Б) чертежи.
Додаткові умови, які треба враховувати при розрахунку, приймаються следующими:
А) вид передачікосозубая цилиндрическая.
Б) передача нереверсивная, заборонена зміна обертання валов.
У) двигун асинхронний серії 4А; відповідно до даними каталогу електродвигунів максимально короткочасні перевантаження становлять 200%, тому коефіцієнт перевантаження кп=2.0.
Р) необхідний термін їхньої служби передачі призначимо h=20 000 часов.
Редуктором називається механізм, що з зубчастих чи червячных передач, виконаного як окремого агрегату і службовець передачі потужності від двигуна робочої машині з зниженням кутовий швидкості і підвищення обертового моменту відомого валу проти валом ведущим.
Редуктор складається з корпусу (литого чавуну чи сталевого зварного), в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д.
Застосування соосной схеми дозволяє їм отримати менші габарити за довжиною, що є її основною чеснотою. До недоліків соосных редукторів ставляться: а) Затруднительность мастила підшипників, що у середині корпусу. б) Велике відстань між порами проміжного валу, що потребує збільшення його діаметра задля забезпечення достатньої міці й жесткости.
Вочевидь, застосування соосных редукторів обмежується випадками, коли не потрібно мати два кінця валу швидкохідного і тихохідного, а збіг геометрично осей вхідного і вихідного валів зручно при наміченої загальної компонуванні привода.
1. Нагрузочные параметри передачи.
Кутова швидкість тихохідного валу w2=9,42 рад/с.; кутова швидкість швидкохідного вала:
[pic].
Потужність на валах тихоходном валу Р2=6 кВт.
Потужність на швидкохідному валу:
[pic], де [pic]- ККД передачи.
[pic]КПД зачеплення косозубой циліндричною передачи.
[pic]КПД однієї пари підшипників качения.
Крутний момент на швидкохідному валу:
[pic].
Крутний момент на тихоходном валу:
[pic].
Розрахункові крутящие моменти принимаются:
Т1Н=Т1F=T1=201,055 [pic]; Т2Н=Т2F=T2=636.943 [pic].
Сумарна число циклів навантаження зубів за всі терміни служби передачі, відповідно для зубів шестерні і колеса равны:
[pic]для быстроходной.
[pic]для тихоходной.
Переменность навантаження у передачі при важкому режимі навантаження враховується коефіцієнтами навантаження, які призначаємо, орієнтуючись на сталеві колеса: КНЕ=0,50, при розрахунку контактну выносливость.
КFE=0,30, при розрахунку витривалість при изгибе.
Еквівалентну число циклів навантаження зубів шестерні і колеса:
[pic].
Максимальна навантаження зуби передачі при короткочасних нагрузках:
[pic].
2. Розрахунок на міцність звичайною зубчастою передачи.
Мінімальна межосевое відстань циліндричною звичайною зубчастою передачи:
[pic].
Передача варта індивідуального виробництва та Кі ній пред’являються жорсткі вимоги до габаритам. Однак враховуючи значні короткочасні перевантаження, приймаємо виготовлення зубчастих коліс такі материалы:
|Параметр |Для шестерні |Для колеса | |Матеріал |Сталь 45 |Сталь 40 | |Температура гарту в |840 |850 | |олії, градусів | | | |Температура відпустки, градусів |400 |400 | |Твердість НВ |350 |310 | |?У, МПа |940 |805 | |?Т, МПа |785 |637 |.
Допускаемое контактне напряжение:
[pic].
Для зубів шестерні определяется:
— межа обмеженою контактної витривалості поверхні зубів при базі випробувань NHO.
[pic].
Попередньо принимается:
— коефіцієнт безпеки для коліс з однорідної структурою зубьев.
SH=1.1.
— коефіцієнт, враховує шорсткість поверхні ZR=0.95.
Коефіцієнт довговічності перебуває в урахуванням бази випробувань, і еквівалентного числа циклів навантаження зубьев.
База випробувань визначається зависимости:
[pic].
Оскільки [pic], то тут для змінного важкого режиму навантаження kHL=1.
Допускаемое контактне напряжение:
[pic].
Для зубів колеса відповідно определяется:
[pic].
SH=1.1.
ZR=0.95.
[pic].
Так как:
[pic], то kHL2=1.
Допускаемое контактне напряжение:
[pic].
Допускаемого контактного напряжение:
[pic].
Кількість зубів шестерні приймаємо: Z1=26.
Кількість зубів колеса:
[pic], приймаємо Z2=86.
Фактичне передатне число передачи:
[pic].
Кут нахилу лінії зубів ?= 120.
Допоміжний коефіцієнт ka=430.
Коефіцієнт ширини зубчастого віденця ?a=0.4, і соответственно:
[pic].
Коефіцієнт kHB, враховує розподіл навантаження по ширині віденця kHB=1,05.
Мінімальна межосевое расстояние:
[pic].
Нормальний модуль зубьев:
[pic].
По ГОСТ 9563–90 приймаємо mn=5 мм.
Фактичне межосевое расстояние.
[pic], призначаємо aw=330, тоді фактичне кут нахилу зубьев:
[pic].
По ГОСТ 13 755–81 для циліндричних зубчастих передач:
— кут головного профілю ?=200.
— коефіцієнт висоти зуба ha*=1.
— коефіцієнт радіального зазору с*=0.25.
— коефіцієнт висоти ніжки зуба h*f=1.25.
— коефіцієнт радіуса кривизни перехідною кривою р*=0.38.
Розміри зубчастого віденця колеса:
Зовнішній ділильний діаметр колеса:
[pic].
[pic].
[pic].
[pic].
Розміри зубчастого віденця шестерни.
Зовнішній ділильний діаметр колеса:
[pic].
Зовнішній діаметр вершин зубьев:
[pic].
[pic].
[pic].
Окружна швидкість зубчастих колес:
[pic].
Еквівалентні числа зубів шестерні і колеса:
[pic].
Номінальна окружна сила в зацеплении:
[pic].
Коефіцієнт торцевого перекрытия:
[pic].
Коефіцієнт осьового перекрытия:
[pic].
Розрахунок на витривалість зубів при изгибе:
[pic].
Коефіцієнти, враховують форму зуба принимаем:
Коефіцієнт, враховує форму пов’язаних поверхонь зубьев:
ZH=1.77*cos?=1.77*0.848=1,501.
Коефіцієнт, враховує механічні властивості матеріалів пов’язаних зубчастих колес:
ZM=275 Н½/мм.
Коефіцієнт, враховує сумарну довжину контактних линий:
[pic].
Коефіцієнт, враховує розподіл навантаження між зубами: kH?=1.13; kH?=1.05.
Коефіцієнт, враховує динамічну навантаження в зацеплении:
KHv=1.03.
Питома розрахункова окружна сила:
[pic].
Дозволене контактне напряжение:
[pic].
[pic].
Допускаемое граничне контактне напряжение:
[pic].
Розрахунок на контактну прочность:
[pic].
Умова при розрахунку витривалості зубів при изгибе:
[pic].
Коефіцієнт, враховує форму зуба:
YF1=3.84, для зубів шестерни.
YF2=3.61, для зубів колеса.
Коефіцієнт, враховує перекриття зубів Y?=1.
Коефіцієнт, враховує нахил зубьев:
[pic].
Коефіцієнт, враховує розподіл навантаження між зубьями:
[pic].
Коефіцієнт, враховує розподіл навантаження по ширині венца:
[pic]kF?=1.1.
Коефіцієнт, враховує динамічну навантаження, виникає в зацеплении:
KFv=1.07.
Питома розрахункова окружна сила:
[pic].
Дозволене напруга на изгиб:
[pic][pic].
Для зубів шестерні определяем:
Межа обмеженою витривалості зубів на вигин при базі випробувань 4*106:
[pic].
Коефіцієнт безпеки для коліс з однорідної структурою матеріалу приймаємо SF=1.7.
Коефіцієнт враховує вплив додаток навантаження на зуби kFC=1 -для нереверсивной передачи.
Коефіцієнт довговічності знаходимо по формуле:
[pic].
тому приймаємо kFL=1.
[pic].
Для зубів колеса відповідно определяем:
[pic].
[pic].
SF=1.7; kFC=1; kFL=1; т. к NFE2=3.24*107>4*106.
[pic].
Розрахунок на витривалість при изгибе:
[pic].
Дозволене максимальне напруження на изгиб:
[pic].
Граничне напруга не що викликає залишкової деформації чи тендітного зламу зубів для шестерні і колеса.
[pic].
Приймаємо коефіцієнт безпеки SF=1,7.
[pic].
[pic].
Розрахунок на міцність на вигині для шестерни:
[pic].
Розрахунок на міцність на вигині для колеса:
[pic].
3.Усилия в зацеплении звичайною зубчастою передачі й навантаження на валы.
Зусилля в зацеплении прямозубых циліндричних зубчастих коліс визначаються по формулам: Окружне зусилля: [pic] Радіальне зусилля: [pic].
Осьове зусилля: [pic].
4. Розрахунок тихохідного валу і вибір подшипников.
Для попереднього розрахунку приймаємо матеріал виготовлення вала:
МатеріалСталь 40 нормализованная.
?в=550 МПа.
?Т=280 МПа.
Дозволене напруга на крутіння [?]=35 МПа.
Діаметр вихідного ділянки вала:
[pic].
Для визначення відстані між опорами валу попередньо находим:
— довжина маточини зубчастого колеса lст=80 мм.
— відстань від торця маточини до внутрішньої стінки корпусу ?=8мм.
— товщина стінки корпуса:
[pic].
— ширина фланца корпуса:
[pic].
— діаметр з'єднувальних болтов:
[pic].
— розміри для установки з'єднувальних болтов:
[pic].
— ширина підшипника В=22 мм прийнята спочатку для підшипника 212 з внутрішнім посадковим діаметром 60 мм зовнішнім діаметром 110 мм.
— розміри h1=14 мм h2=10 мм призначені з урахуванням розмірів кришок для підшипників з зовнішнім діаметром 111 мм.
— ширина мазеудерживающего кільця с=6мм і відстань від до підшипника f=6мм, (мастило підшипника пластичній змазкою (V=2,939 м/с.