Расчет цилиндрической передачи

Техническое задание

Рисунок – Кинематическая схема привода

Исходные данные:

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Согласно кинематической схеме задания, принимаем значения коэффициентов полезного действия (КПД) элементов, входящих в привод [1, табл. 2.2, с.42-43]:

- КПД муфты ( ;

- КПД закрытой цилиндрической передачи ( );

- КПД подшипников качения ( ).

Общий КПД привода [1, с.41]:

Требуемая мощность электродвигателя [1, с.42]:

где - мощность на валу рабочей машины.

Из условия выбираем двигатель 4А100L4 с номинальной мощностью синхронной частотой вращения и номинальной частотой вращения [1, табл. К9, с. 406].

Действительное передаточное число привода [1, с.45]:

где – частота вращения выходного вала:

Мощности на валах привода [1, с.46]:

Угловые скорости [1, с.46]:

Крутящие моменты на валах привода [1, с.46]:

Выбор материалов цилиндрической передачи и определение допускаемых напряжений

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса [1,c.51].

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет [1,c.52].

Выбираем материал заготовки, термообработку и твердость зубчатой пары по рекомендациям [1, табл.3.1, c.52]. Результаты выбора представим в таблице 2.1.

Таблица 2.1- Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр	Элемент передачи
Параметр	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Термообработка	Улучшение	Нормализация
Твёрдость
Твёрдость НВ	269…302НВ	235…262НВ

Дополнительно рассчитываем значение средних твёрдостей:

Проверяем разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса:

что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса [1, с. 54].

Коэффициент долговечности [1, с.55]:

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Определяется интерполированием с учетом табличных значений [1, табл. 3.3, с.55]:

- для шестерни (при средней твердости ):

- для зубчатого колеса (при средней твердости ):

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

где - угловая скорость вала, на котором установлены шестерня или колесо.

При условии принимают [1,с.55].

Так как и принимаем

Допускаемые контактные напряжения , соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений [1, с.52]:

Допускаемые контактные напряжения [1, с.55]:

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитывают по меньшему значению из полученных, то есть по менее прочным зубьям [1, с.55]. Поэтому в качестве расчётного значения допускаемых контактных напряжений принимаем напряжение для зубьев колеса:

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [1, с.55].

Коэффициент долговечности [1, с.56]:

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей циклов[1, с.56];

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

При условии принимают [1, с.51].

Так как то принимаем

Определяем допустимые напряжение изгиба , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений[1, с.52]:

Определяем допускаемые напряжения изгиба [1, с.56]:

Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных, то есть по менее прочным зубьям [1, с.56]. Поэтому в качестве расчетного значения принимаем напряжение для зубьев колеса:

Расчет цилиндрической передачи

Рисунок - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

Межосевое расстояние передачи [1, с.61]:

где - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач [1, с.61];

- коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в одноступенчатых цилиндрических редукторах, [1, с.61], принимаем ;

u - передаточное число передачи;

- вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

- допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев принимаем [1, с.61].

Принимаем по ГОСТ 2185-66

Модуль зацепления [1, с.62]:

где - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач [1, с.62];

- делительный диаметр колеса [1, с.62]:

- ширина венца колеса [1, с.62]:

- допускаемое напряжение изгиба материала.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m [1, с.62].

Угол наклона зубьев [1, с.62]:

Суммарное число зубьев шестерни и колеса [1, с.62]:

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев [1, с.62]:

Число зубьев шестерни [1, с.63]:

Принимаем

Число зубьев колеса [1, с.63]:

Принимаем .

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного [1, с.63]:

Условие выполняется.

Фактические основные геометрические параметры передачи [1, с.63].

Делительный диаметр шестерни и колеса:

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса:

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни и колеса:

Ширина венца колеса:

Округляем значение до целого по таблице нормальных линейных размеров, принимаем [1, табл. 13.15, с.326].

Ширина зубчатого венца шестерни [1, с.63]:

Принимаем .

Проверочный расчет

Проверяем контактные напряжения [1, с.64]:

где - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач [1, с.64];

- окружная сила в зацеплении [1, с.64]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; при окружной скорости [1, с.64]:

и степени точности передачи - 9[1,табл.4.2, с.64] для косозубых передач находим [1, рис. 4.2, с.66];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [1, таб.4.3, с.64-65].

Отклонение действительного контактного напряжения от расчетного допускаемого [1, с.65]:

что удовлетворяет условию, т.к. перегрузка по контактным напряжениям допускается до 5%, а недогрузка 10%.

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса [1, с.65]:

где - коэффициент формы зуба колеса. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса [1, с.66]:

и с учетом табличных значений [1, табл.4.4, с.67]:

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых колес [1, с.66]:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес при 8 степени точности [1, с.66];

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих зубьев принимаем [1, с.66];

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [1, таб.4.3, с.65]:

Подставив численные значения, получим:

Условие выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни [1, с.65]:

где - коэффициент формы зуба шестерни. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни [1, с.66]:

и с учетом табличных значений [1, табл.4.4, с.67]:

Условие выполняется.

Дата добавления: 2018-05-31; просмотров: 668; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

Мы поможем в написании ваших работ!