Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи



 

Схема передачи

 

Рисунок 2.1 - Схема закрытой цилиндрической прямозубой передачи

 

Задача расчета

· Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес;

· Определение геометрических параметров передачи;

· Определение сил зацепления;

· Выполнение проверочного расчета на контактную прочность и изгиб.

 

 

2.3. Данные для расчета:

Таблица 2.1 – Силовые и кинематические параметры редуктора.

Вал Р, кВт n, мин-1 ω, с-1 Т, Н·м
II шестерня 14,11 732,5
III колесо 13,55

 

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

δH ≤ [δ]H

δF ≤ [δ]F

Допускается недогрузка передачи δH < [δ]H не более 10% и перегрузка δH > [δ]H до 5%.

 

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2:

НВ1 = НВ2 + (20÷50)

 

2.5.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колес.

Т.к. мощность Р<10 кВт, то выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ. Принимаем материал: для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины – 235НВ, твердость на поверхности – 261НВ.

НВср=(235+261)/2=248;

Для шестерни - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины – 268НВ, твердость на поверхности – 302НВ.

НВср=(268+302)/2=285.

НВ1=285>НВ2=248 на 37 единиц.

 

 

2.5.2. Определение допускаемого напряжения

По таблице определяем величину [δ]H0 в зависимости от твердости:

[δ]H0=1,8·НВср+67 Н/мм2

Т.к. проектируемый привод будет эксплуатироваться длительное время, принимаем коэффициент долговечности:

КHL=1

 

Получаем [δ]H1 = КHL * [δ]H01 ср +67 =1*1,8*285+67 = 580 МПа

[δ]H2 = КHL * [δ]H02 ср +67 =1*1,8*248+67 = 514 МПа

В качестве расчетных принимаем:

[δ]H = 0,45·([δ]H1+ [δ]H2)

[δ]H = 0,45·(580+514)=493 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

[δ]F0=1,03·НВср

[δ]F1 = КFL 1,03·НВср1 = 1,03*285 = 294 МПа

[δ]F2 = КFL 1,03·НВср2 =1,03*248 = 256 МПа

 

2.5.3. Определяем межосевое расстояние редуктора:

, (2.5)

где Кα = 49,5 МПа;

ψва = 0,2;

[δ]H =493 МПа

По таблице Кнβ = 1;

Т2=645Нм – крутящий момент на колесе.

,

 

Принимаем аω=250 мм.

 

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

mn = (0,01÷0,02)· аω

mn = (0,01÷0,02)*250

mn = 2,5÷5

Принимаем стандартное значения модуля mn = 4 мм

 

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни:

 

Z1= 2· аω/mn·(u+1)

Z1= 2*250/4*3= 41

Принимаем Z1= 41, тогда Z2= Z1· u= 41*2= 82

 

2.5.6 Уточняем передаточное число:

Uфак=Z2/Z1=82/41=2

Погрешность ∆ = (2-2)*100%/2= 0%

Рисунок 2. 2 - Геометрические параметры зубчатого зацепления

2.5.8 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

 

Делительный диаметр:

d= mn· Z

d1= mn· Z1 = 4*41= 164 мм;

d2= mn· Z2 = 4*82= 328 мм.

 

Диаметр окружности вершин зубьев:

dа= d+2· mn

d1= d1+2· mn = 164+2*4= 172 мм

d2= d2+2· mn = 328+2*4= 336 мм;

 

Диаметр окружности впадин зубьев:

df= d – 2,5·m

df1= d1 – 2,5·m= 164 – 2,5*4= 154 мм

df2= d2 – 2,5·m= 328 – 2,5*4= 318 мм;

 

Ширина венца:

колеса:

b2= ψва· аω

b2= 0,2*250= 50 мм

шестерни:

b1= b2+ (5÷10) мм

b1= 50+ (5÷10)= 55 мм;

 

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи:

Таблица 2.2 – Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Параметр Шестерня Колесо
Межосевое расстояние, , мм  
Модуль зацепления, mn, мм.
Число зубьев, z
Делительный диаметр, d, мм
Диаметр вершин зубьев, da, мм
Диаметр впадин зубьев, df, мм
Ширина венца, b, мм

 

 

2.5.9 Определяем окружную скорость колес:

υ= ω2· d2/2·103

υ= 77*328/2*103= 12,63 м/с

Для данной скорости назначаем седьмую степень точности изготовления зубчатых колес.

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления.

 

На рисунке 2.3 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.

Рисунок 2. 3 - Схема сил в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи

 

В зацеплении прямозубых цилиндрических колес действуют силы:

o Окружная Ft =2T1/d1 = 2*1000*183/164=2232 H

o Радиальная Fr=Ft*tgα/cosβ=2232*0.364/1=812,5 Н

 

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:

 

≤ [δ]H

где Ft – окружная сила;

K= 1,09;

K= 1;

K= 1,06;

K=436;

 

δн= 436*√2232*4,66*1,09*1*1,06/328*50=373

Погрешность ∆= (373-493)*100%/493= -4,67%

Недогрузка в пределах допустимой.

2.5.12 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба:

δF2= YF2·Yβ K·K·K ≤ [δ]F2

δF1= δF2· YF1/ YF2 ≤ [δ]F1

где K = 1,04;

K = 1;

K = 1,33;

Yβ = 0,89;

YF1 = 4,07;

YF2 = 3,6.

 

Для шестерни Zv1=41/1=41;

 

Для колеса Zv2=82/1=82;

 

σF2 = 3,6*0,89*11,16*1,04*1*1,33=50 МПа;

 

σF1 = 50*4,07/3,6=57 МПа.

 

Условие (2.7) и (2.8) выполняются:

294 ≥ 57

256 ≥ 50

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

 

 



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 54.236.58.220 (0.01 с.)