Реферат Расчет прямозубой цилиндрической передачи
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
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:
Крутящий момент на быстроходном валу:
Крутящий момент на тихоходном валу:
Расчетные крутящие моменты принимаются:
Т1Н=Т1
F
=
T
1
=201,055
F
=
T
2
=636.943
Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни и колеса равны:
Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагружения учитывается коэффициентами нагру
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.
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
kHL
=1.
Допускаемое контактное напряжение:
Для зубьев колеса соответственно определяется:
SH=1.1
ZR=0.95
Так как:
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
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
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
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
Выбор размера шпонок
Для проектируемой сборочной единицы тихоходного вала выбираем следующие размеры призматических шпонок:
-на выходном валу:
bi
x
hi
x
li
=14
x
9
x
70;
ti
1
=5.5 мм
- под ступицей колеса:
bii x hii x lii =18 x 11 x 70; tii1=3 мм
проверка прочности шпоночных соединений.
Напряжение смятия боковых граней шпонки, установленной на выходном участке вала:
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
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:
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
Выбор размера шпонок
Для проектируемой сборочной единицы тихоходного вала выбираем следующие размеры призматических шпонок:
-на выходном валу:
bi
x
hi
x
li
=14
x
9
x
70;
ti
1
=5.5 мм
- под ступицей колеса:
bii x hii x lii =18 x 11 x 70; tii1=3 мм
проверка прочности шпоночных соединений.
Напряжение смятия боковых граней шпонки, установленной на выходном участке вала:
