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:

[pic]

Мощность на валах тихоходном валу Р2=6 кВт.

Мощность на быстроходном валу:

[pic] , где [pic]- КПД передачи.

[pic]КПД зацепления косозубой цилиндрической передачи.

[pic]КПД одной пары подшипников качения.

Крутящий момент на быстроходном валу:

[pic]

Крутящий момент на тихоходном валу:

[pic]

Расчетные крутящие моменты принимаются:

Т1Н=Т1F=T1=201,055 [pic]; Т2Н=Т2F=T2=636.943 [pic]

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

[pic]для быстроходной

[pic]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:

[pic]

Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:

[pic]

2. Расчет на прочность зубчатой передачи.

Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:

[pic]

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 |840 |850 |
|масле, 0С | | |
|Температура отпуска, 0С |400 |400 |
|Твердость НВ |350 |310 |
|?В, МПа |940 |805 |
|?Т, МПа |785 |637 |

Допускаемое контактное напряжение:

[pic]

Для зубьев шестерни определяется:

- предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний NHO

[pic]

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:

[pic]

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

Допускаемое контактное напряжение:

[pic]

Для зубьев колеса соответственно определяется:

[pic]

SH=1.1

ZR=0.95

[pic]

Так как:

[pic], то kHL2=1

Допускаемое контактное напряжение:

[pic]

Допускаемого контактного напряжение:

[pic]

Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26

Число зубьев колеса:

[pic], принимаем Z2=86

Фактическое передаточное число передачи:

[pic]

Угол наклона линии зубьев ?= 120

Вспомогательный коэффициент ka=430

Коэффициент ширины зубчатого венца ?a=0.4, и соответственно:

[pic]

Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kHB=1,05

Минимальное межосевое расстояние:

[pic]

Нормальный модуль зубьев:

[pic]

По ГОСТ 9563-90 принимаем mn=5 мм

Фактическое межосевое расстояние

[pic], назначаем aw=330, тогда фактическое угол наклона зубьев:

[pic]

По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач:

- угол главного профиля ?=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:

[pic]

[pic]

[pic]

[pic]

Размеры зубчатого венца шестерни

Внешний делительный диаметр колеса:

[pic]

Внешний диаметр вершин зубьев:

[pic]

[pic]

[pic]

Окружная скорость зубчатых колес:

[pic]

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

[pic]

Номинальная окружная сила в зацеплении:

[pic]

Коэффициент торцевого перекрытия:

[pic]

Коэффициент осевого перекрытия:

[pic]

Расчет на выносливость зубьев при изгибе:

[pic]

Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем:

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

ZH=1.77*cos?=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:

[pic]

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: kH?=1.13; kH?=1.05

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

KHv=1.03

Удельная расчетная окружная сила:

[pic]

Допустимое контактное напряжение:

[pic]

[pic]

Допускаемое предельное контактное напряжение:

[pic]

Расчет на контактную прочность:

[pic]

Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе:

[pic]

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF1=3.84, для зубьев шестерни

YF2=3.61, для зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y?=1

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

[pic]

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

[pic]

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

[pic]kF?=1.1

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

KFv=1.07

Удельная расчетная окружная сила:

[pic]

Допустимое напряжение на изгиб:

[pic][pic]

Для зубьев шестерни определяем:

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

[pic]

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:

[pic]

, поэтому принимаем kFL=1

[pic]

Для зубьев колеса соответственно определяем:

[pic]

[pic]

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

[pic]

Расчет на выносливость при изгибе:

[pic]

Допустимое предельное напряжение на изгиб:

[pic]

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

[pic]

Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7

[pic]

[pic]

Расчет на прочность при изгибе для шестерни:

[pic]

Расчет на прочность при изгибе для колеса:

[pic]

3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы

Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам:
Окружное усилие:
[pic]
Радиальное усилие:
[pic]

Осевое усилие:
[pic]

4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников.

Для предварительного расчета принимаем материал для изготовления вала:

Материал- Сталь 40 нормализованная

?в=550 МПа

?Т=280 МПа

Допустимое напряжение на кручение [?]=35 МПа

Диаметр выходного участка вала:

[pic]

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:

[pic]

- ширина фланца корпуса:

[pic]

- диаметр соединительных болтов:

[pic]

- размеры для установки соединительных болтов:

[pic]

- 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