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: 1197; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!