Расчет на прочность 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 к_п=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:

Т_1Н=Т_{1 F} = T ₁ =201,055 ; Т_2Н=Т_{2 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: К_НЕ=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:

 

 

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 N_HO

Предварительно принимается:

- коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев.

S_H=1.1

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности Z_R =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 k_HL =1.

Допускаемое контактное напряжение:

 

Для зубьев колеса соответственно определяется:

S_H=1.1

Z_R=0.95

Так как:

, то k_{HL 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 k_a =430

Коэффициент ширины зубчатог о венца ψ _a =0.4, и соответственно:

Коэффициент k_HB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

k_HB =1, 05

Минимальное межосевое расстояние:

 

Нормальный модуль зубьев:

По ГОСТ 9563-90 принимаем m_n =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 h_a ^* =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:

Z_M= 275 Н^1/2/мм

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

k_Hα =1.13; k_Hβ =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:

Y_{F 1} =3.84, для зубьев шестерни

Y_{F 2} =3. 61, для зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y_ε=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:

K_Fv=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 S_F =1.7

Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья k_FC =1 -для нереверсивной передачи.

Коэффициент долговечности находим по формуле:

 

, поэтому принимаем k_FL=1

Для зубьев колеса соответственно определяем:

S_F=1.7; k_FC=1; k_FL=1; т. к N_FE2=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 S_F =1,7

Расчет на прочность при изгибе для шестерни:

Расчет на прочность при изгибе для колеса:

12	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: