Расчет прямозубой цилиндрической передачи



 

Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары [1.табл.2.1.]

Выбираем материал шестерни: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.

Предел прочности Gb=890 МПа.

Предел текучести GT=650 МПа.

Выбираем материал колеса: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.

KFb- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.03 для ybd=0.6 [1. рис.2.1.(б)]

1) GHP-допускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

                                                                                        (4.27)

где

GFlim- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле:

                                                                                                            (4.28)

где

GНlimb- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

                                                                          (4.29)

для шестерни:

МПа

для колеса:

МПа

KН1- коэффициент,учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, 1

 МПа -- для шестерни

Мпа -- для колеса


SН-коэффициент безопасности, 1.1

 МПа -- для колеса

 МПа -- для шестерни

Мпа             (4.30)

 

2) Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс.

Определяем диаметр начальной окружности шестерни (мм):

                                            (4.31)

dw1=146.9 мм.

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2=U×dw1                                                                    (4.32)

dw2=637.55 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw =(dw1+dw2)/2                                                          (4.33)

aw=(146.9+637.55)/2=392.23 мм.

 

 Модуль зацепления:

 mn(min)=0.01×392.23=3.93 мм

 mn(max)=0.02×392.93=7.89 мм

 Принимаем окончательно модуль зацепления из ряда (табл.4.2.).

 

 Таблица 4.2                                            

1-й ряд 4 5 6.0 7.0 9.0 11.0 13.0 15.0
2-й ряд 4.5 5.5 6.5 8.0 10.0 12.0 14.0 16.0

 

Принимаем mn=6 мм.

 

3) Определяем параметры зубчатых колес

Z1-число зубьев шестерни

                                                                      (4.34)

где

Z2-число зубьев колеса

                                                                   (4.35)

где

U – предаточное число, 4.34

Уточняем передаточное число

Определяем диаметр начальной окружности шестерни

dw1=Z1×mn                           (4.36)

dw1=24×6=144 мм

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw1=Z2×mn                                                                      (4.37)

dw1=104×6=624 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw =(dw1+dw2)/2                                                          (4.38)

aw=(144+624)/2=384 мм.

Определяем окружную скорость

V=(w3×dw1)/(2×1000)                                                 (4.39)

V=(4.17×144)/(2×1000)=0.3 м/с

Выбираем степень точности передачи: 8-я степень точности

[1. табл.2.2.]

Определяем рабочую ширину венца колеса по формуле:

b2 =ybd×dw1                                                                     (4.40)

b2 =0.6×144=86.4 мм.

Определяем рабочую ширину венца шестерни по формуле:

b1=b2+2×m                                                                 (4.41)

b1=86.4+2×6=98.4 мм.

 

 

Проверочный расчет

Расчетное напряжение изгиба зубьев GF (МПа) определяют по формуле :

                                                                   (4.42)

где

UF-коэффициент, учитывающий форму зуба, 3.8 [1. рис.2.3.]

UE- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1 [1. табл.2.7]

Ub- коэффициент, учитывающий наклон зуба, 1

Ft- удельная расчетная окружная сила (H/мм), определяем по формуле:      

                                                                           (4.43)

где

KFa-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1 [1. табл.2.7]

KFb-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.08 [1. рис.2.1]

KFV-коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, 1.25 [1. табл.2.6] 

 МПа

 

 

Параметры зубчатых колес

3) Диаметр вершин

da1=dw1+2mn                                                          (4.44)

где:

dw1 = 144 – диаметр вершин

mn = 6 - модуль

da1=144+2×6=156 мм

da2=dw2+2mn                                                          (4.45)

где:

dw2 = 624 – диаметр вершин

mn = 6 - модуль

da2=624+2×6=636 мм

4) Высота головки зуба

ha=mn=6 мм

5) Высота ножки зуба

hf=1.25mn=1.25×6=7.5 мм                                        (4.46)

6) Толщина обода

a=(2.0-4.0) × mn=3×6=18 мм

7) Длина ступицы

lcт=(1.2-1.6)dвала

dвала=80 мм

lcт=1.2× 80=98 мм

8) Диаметр ступицы

dcт=(1.6-1.8)dвала

dвала=80 мм

dcт=1.65× 80=132 мм

9) Толщина диска связывающего ступицу и обод

C=(1.0-1.2) × a=1.1×10.5=19.8 мм

10) Диаметр отверстий в диске

                                                         (4.47)

где

Dk=df-2a                                                          (4.48)

Dk=(347.97)-2×10.5=576 мм

мм

11) Окружности центров отверстий

мм                       (4.49)

 

 

Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

 

рис. 4.3.

 

Окружная сила

                                                                     (4.50)

где

T – момент на валах колеса (2322.9×103) и шестерни (573.07×103)

dw – диаметр вершин колеса (624мм) и шестерни (144мм)

для шестерни Н

для колеса Н

Радиальная сила

                                                             (4.51)

где

aw =20о – угол зацепления

для шестерни Н

для колеса Н

                      4.3. Ориентировочный расчет валов.

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между, опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжении кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала (мм) определяют по формуле

                                                            (4.52)

где:

Т - крутящий момент на рассматриваемом валу (Н×мм),

[tкр] - пониженные допускаемые напряжения кручения (Н×мм2).

 Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40. 45, 40Х, 40ХН. до­пускаемые напряжения принимаются:

- выходных концов вала [tкр] = (15-40) МПа;

- промежуточных валов в местах посадки колес [tкр] = (10-20) МПа.

При этом пои выборе материала валов необходимо учитывать ма­териал зубчатых колес. Для зубчатых колес с более высокой твер-достъю необходимо принимать материал с более высокой прочностью. Меньшие значения [tкр] рекомендуется выбирать для быстроходных валов, большие [tкр] - для тихоходных.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639-69 до ближайшего из ряда диаметров: 10: 10,5: 11: 11,5: 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т. д.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктив­ным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников ка­чения, зубчатых колес и т.д. и необходимости фиксации этих дета­лей на валу в осевом направлении.

Обычно применяется ступенчатая конструкции валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фикса­ции детали от осевого перемещения.

Под шкив ременной передачи и закрытую косозубую передачу принимаем Сталь 40Х

мм

Принимаем мм, мм.

Расчет вала под косозубую и прямозубую передачу

Т=573.07×103 Н×мм

мм

 

 

рис. 4.2.

 

Принимаем мм, мм, мм, мм.

Расчет вала под прямозубую закрытую и цепную передачу

Т=2322.19×103 Н×мм

мм

Принимаем мм, мм, мм, мм.

 

 

Расчет элементов корпуса

 

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Размеры элементов корпуса

1) толщина стенок редуктора (d и d1 ³ 7 мм)

                                                         (4.53)

                                                      (4.54)

где

aw – межосевое расстояние (мм), 384мм

мм

мм

2) Глубина корпуса редуктора должна обеспечивать V=(0.4-0.8)л/кВт

 

                                                             (4.55)

H=384 мм

3) Размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями [1] стр. 72

Расстояние от стенки Х=3мм

Расстояние от фланца У=15мм

Радиус закругления R=5мм

Высота просвета h=4мм

4) Диаметр болтов

Фундаментальных

мм

ближайший по стандартам М24.

Соединяющих крышку корпуса с основанием у подшипников

мм

ближайший по стандартам М20.

Прочих

мм

ближайший по стандартам М16.

Крепящих крышку подшипников с корпусом

мм

ближайший по стандартам М12.

Крепящих смотровую крышку

мм

ближайший по стандартам М10.

5) Количество фундаментальных болтов

                                                    (4.56)

где

M и N – размеры основания корпуса

6) Размеры элементов фланцев

Ширина фланца К1=39 мм, Кф=48 мм, К2=33 мм

Расстояние от оси болта до стенки С1=25 мм

Диаметр отверстия d0=22 мм

Диаметр планировки D0=38 мм

Радиус закругления R=5 мм

7)Размеры элементов подшипниковых гнезд ([1] стр. 73)


Дата добавления: 2018-02-15; просмотров: 711;