Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Расчет клиноременной передачи

Определяем диаметр d₁, мм, меньшего шкива из соотношения [3 c.13]:

, (36)

мм.

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр меньшего шкива d₁=90мм.

Определяем диаметр d₂, мм, ведомого шкива по формуле [3 c.13]:

d ₂ = u × d ₁ × (1- E ), (37)

где Е – коэффициент для передачи с периодическим натяжением ремня, Е=0,02;

d ₂ =2 × 90 × (1-0,02)=176,4 мм.

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр меньшего шкива d₁=180 мм.

Определяем фактическое передаточное отношение u_ф, по формуле [3 c.14]:

, (38)

Определяем отклонение D, %, прилученного передаточного отношения от ранее принятого по формуле [3 c.14]:

, (39)

Выбираем клиновой ремень типа «A».

Определяем межосевое расстояние а₀, мм, по формуле [3 c.14]:

а₀³0,55×(d₁+d₂)+h, (40)

где h – высота ремня, h=10,5 мм.

а₀³0,55×(90+180)+10,5=159мм.

Определяем расчетную длину ремня L_р, мм, по формуле [3 c.14]:

, (41)

мм.

Полученное значение округляем до стандартного значения, принимаем L=800 мм.

Уточняем межосевое расстояние а, мм, по формуле [3 c.14]:

, (42)

мм.

Определяем угол обхвата a₁, °, меньшего шкива по формуле:

, (43)

Определяем скорость v, м/с, ремня по формуле [3 c.15]:

, (44)

м/с.

Определяем число ремней Z, необходимых для передачи заданной мощности по формуле [3 c.15]:

, (45)

где С_р – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, С_р=0,9;

Р₀ – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р₀=0,84 кВт;

С_L – коэффициент влияния отношения расчетной длины L_р ремня к базовой L, С_L=1;

С_a – коэффициент угла обхвата, С_a=0,95;

С_Z – коэффициент, учитывающий число ремней, С_Z=0,95.

Принимаем числа ремней Z=3.

Определяем предварительное натяжение F₀, Н, ветвей клинового ремня по формуле [3 c.16]:

, (46)

где С_Р – коэффициент режима работы, С_Р=0,9;

Q – коэффициент, учитывающий центробежную силу, Q=0,18 Н×с²/м².

Н.

Определяем силу, действующую на валы F_в, Н, по формуле [3 c.16]:

, (47)

Н.

Определяем ремень на долговечность l, с^-1, по частоте пробега в секунду по формуле [3 c.16]:

, (48)

где v – скорость ремня, м/с;

L_р – длина ремня, м;

[l] – допустимое значение долговечности ремня, [l]=10 с^-1,

Ремень долговечен, так как частота пробегов ремня в секунду меньше допустимого з начения.

Определяем ширину шкива В_ш, мм по формуле [4 c.138]:

, (49)

где е – расстояние между вершинами ремней, е=15мм;

f – расстояние от вершины ремня до края шкива, f=10,0мм.

мм.

Расчет цепной передачи

Определяем число зубьев ведущей звездочки Z_1, по формуле [4 c.148]:

Z₁= 31– 2∙U₃; (50)

Z₁= 31– 2∙3,11=24,8.

Принимаем Z₁=25.

Определяем число зубьев ведомой звездочки Z_2, [4 c.148]:

Z₂=U₃∙Z₁; (51)

Z₂=3,11∙25=77,75.

Принимаем Z₂=77.

Определяем фактическое передаточное отношение U_ф, по формуле:

(52)

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки К_э, по формуле [4 c.149]:

К_э=К_д∙К_а∙К_н∙К_р∙К_см∙К_n;(53)

где К_д– динамический коэффициент, К_д=1[4 c.150];

К_а– коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния, К_а=1[4 c.150];

К_н– коэффициент учитывающий влияние наклона цепи, К_н=1,25 [4 c.150];

К_р– коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи, К_р=1,25[4 c.150] ;

К_см – коэффициент учитывающий способ смазывания цепи, К_см=1,4 [4 c.150];

К_n– коэффициент учитывающий периодичность работы передачи, К_n=1 [4 c.150];

К_э=1∙1∙1,25∙1,25∙1,4∙1=2,18.

Определяем шаг цепи t,мм, по формуле [4 c.149]:

(54)

где T₁– вращающий момент на ведущей звездочке, Т₁=203,03;

Z₁– число зубьев ведущей звездочки, Z₁=25;

m– число рядов цепи, принимаем m=1;

допускаемое давление в шарнирах цепи, по формуле [4, с.150, т.7.18]:

где – допускаемое давление на один шарнир, принимаем: =29 Мпа ;

Мпа.

По ГОСТу 13568– 75 принимаем ближайшее значение t=25,4 мм, [4, с.147, т.7.15].

Выбираем цепь ПР– 25,4–60,0 ГОСТ 13568–75, имеющую:

шаг цепи t=25,4 мм;

разрушающую нагрузку Q=60,0 кН;

массу одного метра цепи q=2,6 кг/м;

проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм².

Проверяем цепь с шагом t=25,4 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения =800 об/мин, следовательно, условие выполнено, так как 95<800 об/мин.

Определяем расчетное давление р, Мпа, по формуле [4 c.150]:

(55)

где F_t–окружная сила, передаваемая цепью, Н;

(56)

где V– фактическая скорость цепи, м/с;

(57)

Па

Условие нагружения цепи р выполнено: 24,4<31,32 Мпа.

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах а_t, находится в пределах: а_t=a / t=30…50.

Принимаем а_t=40.

Определяем число звеньев цепи L_t, по формуле [4 c.153]:

(58)

где а_t – межосевое расстояние в шагах, а_t=40;

Z – суммарное число зубьев;

(59)

Округляем до четного числа L_t =132

Уточняем межосевое расстояние а, мм, по формуле[4 c.153]:

(60)

Определяем диаметры наружных окружностей ведущей и ведомой звездочки D_e, мм, по формуле [4 c.154]:

(61)

где d₁– диаметр ролика цепи, d₁=15,88;

Определяем диаметр делительной окружности d_e, мм, ведущей звездочки, по формуле [4 c.154]:

(62)

Определяем центробежную силу F_v, H, по формуле [4 c.154]:

(63)

где q – масса одного метра цепи , кг/м;

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомого ветви F_f, Н, по формуле [4 c.154]:

где К_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, К_f =1.

Определяем силу давления цепи на вал F_B_,H, по формуле [4 c.154]:

(64)

где F_t – окружная сила, Н;

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S, по формуле [4 c.154]: (65)

Условие цепи выполнено S

29,3>10.

Предварительный расчет валов редуктора

Определяем диаметры валов d_в, мм, на кручение по пониженным допускаемым напряжениям по формуле [4 c.161]:

, (67)

где Т – крутящий момент на валу, Н×м;

[t]_к –допускаемое напряжение на кручение, [t]_к=20МПа,

мм,

Принимаем d_в1=25мм [4 c.161], тогда диаметр подшипниковых шеек принимаем d_п1=30мм.

мм,

Принимаем d_в2=40мм [4 c.161], тогда диаметр подшипниковых шеек принимаем d_п2=45мм,диаметр вала под колесо dк₂=50 мм.

Ведомый вал

Нагрузки от сил в зацеплении: F_t= 1587 Н; F_a= 322,8 Н; F_r= 518 Н, нагрузка от цепной передачи F_B= 2069,6 Н, диаметр колеса d₂=265. Из эскизной компоновки: Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:l₃=60 мм; Расстояние между серединой подшипника и серединой звездочки: l₄=46 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:

(85)

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_x_к=R_y₃×l₃=793,5×0,06=47,61 Н×м.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

(86)

Проверка: R_x₃-F_r₂+R_x₄-F_b=-177,9-518+2765,5-2069,6=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов.

М_кр=Т₂=203,03 Н×м.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 209 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33.2 кН [4, c.394].

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1; K_s=1,3; K_T=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (9.3):

Р_э=1×2877,08×1,3×1=3740,2 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника по формуле (84):

Такая долговечность подшипника приемлема, так как она больше стандартного срока службы редуктора 36000 час. Подшипник пригоден.

Рис.9.1– Расчетная схема ведущего вала

Рис. 9.2 – Расчетная схема ведомого вала

Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].

Ведущий вал

Материал вала-шестерни – Сталь 45, объёмная закалка, s_В=750 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

s_-1=0,43s_В=0,43×750=322,5 МПа. (87)

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:

t_-1=0,58×322,5=187,05 МПа. (88)

Сечение под шкивом.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т₁=42,07Н×м.

Коэффициент запаса прочности:

, (10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

(89)

МПа.

Принимаем k_τ=1,65, ε_τ=0,72, ψ_τ=0,1.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

S ≥[S],

где, [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении, [S]=1,6…2,1.

Условие выполняется, т. к. S≥[S].

Ведущий вал.

При диаметре шейки вала d_в1=25мм выбираем шпонку сечения b₁=8мм, h₁=7мм, t₁=4мм. Принимаем длину шпонки L=40 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении [σ]_см=100…140МПа, [1, с.170]:

(92) МПа.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется :

Ведомый вал.

При диаметре колеса d_к2=50мм выбираем шпонку сечения b₂=16мм, h₂=10мм, t₂=6мм. Принимаем длину шпонки L=63 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении [σ]_см=100…120МПа.

(93) МПа.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется:

При диаметре шейки вала d_в2=40мм выбираем шпонку сечения b₃=12мм, h₃=8мм, t₃=5мм. Принимаем длину шпонки L=50 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении [σ]_см=100…120МПа, (4, с.170):

(94)

МПа.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется :

Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 5 мм. По ГОСТу 17479.4-87 в зависимости от значения расчетного контактного напряжения в зубьях s_н=279 МПа и фактической окружной скорости v=1,3 м/с выбираем масло индустриальное И-Г-А-68. Кинематическая вязкость при 40⁰С 61-75 мм²/с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазывающим материалом УТ-1.

Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской .

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов:

на ведущий вал насаживают маслоотражательные кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем маслоотражательные кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом регулировочных прокладок.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают без нагрузки в течении трех часов при частоте ведущего вала 3000 мин^-1.

Список литературы

1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высш.шк., 86 – 352с.

2. Дунаев П.Ф., Лепиков О.П. Деталей машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш.шк., 1990. – 399с.

3. Детали мешин: Учеб. Пособие /Сост. О.Д. Листунов – Стерлитамак: Стерлитамак гос. пед. ин-т, 2004 – 117с.

4. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш.шк., 1988. – 416с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш.шк., 1991. – 432с.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Выбираем для изготовления шестерни и зубчатого колеса редуктора сравнительно недорогую сталь 45 с последующей обработкой – улучшением.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость шестерни примем равной – 210 НВ, а зубчатого колеса – 210 НВ.

Определяем допускаемые контактные напряжения [s]_Н, МПа, по формуле [4, с.34, т.3.2]

, (10)

где [S_H] – коэффициент безопасности, [S_H]=1,2 [4 c.33];

К_HL – коэффициент долговечности, К_HL=1 [4 c.33];

s_H _limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа [4 c87].:

s _H _limb =2 × НВ +70, (11)

s _H _limb =2 × 210+70=490МПа;

МПа.

Определяем межосевое расстояние а_w, мм, по формуле [2 c.58]:

, (12)

где К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43,0 [4 c.87];

К_Н_b – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Н_b=1 [4 c.32];

y_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, y_ba =0,4 [4 c.88];

Т₂ – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н×м, Т₂=203,03 Н×м;

u – передаточное число редуктора, u=5

мм

По ГОСТу 2185-66 принимаем значение межосевого расстояния а_w=160мм [1 c.36].

Определяем модуль зацепления зубчатых колес m, мм, по формуле:

m =(0,01 ¸ 0,02) × а _w _,(13)

m =(0,01 ¸ 0,02) × 160=1,6 ¸ 3,2мм.

По ГОСТу 9563-66 принимаем значение модуля зацепления зубчатых колес m=2 мм [1 c.36].

Определяем число зубьев шестерни и колеса Z₁, по формуле [4 c.36]:

, (14)

Полученное значение числа зубьев шестерни округляем до Z₁=26

Определяем число зубьев колеса Z₂, по формуле [4 c.37]:

Z ₂ = Z ₁ · _U , (15)

Z ₂ =2 6·5 =1 30 .

Уточняем значение угла наклона зубьев, b, °, по формуле [4 c.37]:

cos , (16)

cos .

β=11.5^'

Определяем делительный диаметр шестерни d₁, мм, по формуле [4 c.37]:

d₁=m × Z₁/cos b , (17)

d₁=2 × 26/cos11 ° 5 ¢ =53 мм .

Определяем делительный диаметр колеса d₂, мм, по формуле [4 c.37]:

d₂= m × Z₂/cos b (18)

d₂= 2.5 × 130/cos11 ° 5 ¢ =265 мм .

Проверяем межосевое расстояние а_w, мм, по формуле [4 c.37]:

а _w =0,5 × ( d ₁ + d ₂ ), (19)

а _w =0,5 × (53+26 5 )=160мм.

Определяем диаметр вершин зубьев шестерни d_а1, мм, по формуле [3 c.32]:

d _а1 =2 × m + d ₁ , (20)

d _а1 =2 × 2+53=57 мм.

Определяем диаметр вершин зубьев колеса d_а2, мм, по формуле [3 c.33]:

d _а2 =2 × m + d ₂ , (21)

d _а2 =2 × +26 5 =2 69 мм.

Определяем ширину колеса b₂, мм, по формуле [3 c.33]:

b ₂ = y _ba × а _w , (22)

где y_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, y_ba =0,4 [3 с.88],

b ₂ =0,4 × 160=64мм.

Принимаем ширину колеса b₂=65мм.

Определяем ширину шестерни b₁, мм, по формуле [3 c.33]:

b ₁ = b ₂ +5, (23)

b ₁ = 65 +5= 70 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру y_bd₁, по формуле [3 c.33]:

, (24)

Определяем окружную скорость колес v, м/с, по формуле [3 c.33]:

, (25)

м/с.

Для косозубых колес при v<4 м/с назначаем по ГОСТу 1643-81 9-ю степень точности [3 c.89].

Определяем коэффициент нагрузки К_Н, для проверки контактных напряжений по формуле [3 c.33]:

К_Н=К_Н _b × К_Н _a × К_Н _v , (26)

где К_Н_a – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_Н_a=1 [3 c.87];

К_Н_b×– коэффициент, учитывающий расположение зубчатых колес относительно опор, К_Н_b=1, [3 c.87];

К_Н_v – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Н_v=1,09 [3 c.88].

К_Н=1 × 1 × 1, 09 =1, 09 .

Проверяем контактное напряжение s_Н, МПа, по формуле [3 c.34]:

(27)

где u – передаточное число редуктора, u=5;

b₂ – шир ина колеса, мм;

Т₂ – крутящий момент, Н·мм.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила Ft,Н

, (28)

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, Н, по формуле [2 c.18]:

F_r ₂ = F_t ₂ × tg a / cos b , (29)

где a – угол зацепления, по ГОСТу 13755-81 a=20°.

F_r ₂ =1587 × tg 20 ° / cos 11 ° 5 ¢ =518 Н.

Определяем осевую силу F_a, Н, по формуле[2 c.20]:

F а =F_t × tg b , (30)

F _а =1587 × tg11 ° 5 ¢ =322,87 Н .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба s_F, МПа, по формуле [3 c.35]:

, (31)

где Y_F₂ – коэффициент формы зуба, Y_F₂=3,6[3 c.90];

[s]_F – допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа;

К_F – коэффициент нагрузки определяем по формуле [3 c.35]:

К _F =К _F _b × К _Fv , (32)

где К_F_b×– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, К_F_b=1,13 [3 c.90];

К_Fv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Fv=1,09 [3 c.89].

К_F=1,13×1,09=1,23

Определяем допускаемое напряжение изгиба [s]_F, МПа, по формуле [3 c.35]:

, (33)

где [S_F] – коэффициент безопасности;

– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа определяем по формуле [3 c.35]:

=1,8 × НВ, (34)

=1,8× 210=378 МПа.

Определяем коэффициент безопасности [S_F], по формуле [3 c.35]:

[S_F]=[S_F]¢×[S_F]¢¢, (35)

где [S_F]¢ – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [S_F]¢=1,75 [3 c.91];

[S_F]¢¢ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [S_F]¢¢=1 [3 c.91]

[ S_F]=1,75×1=1,75,

МПа,

Условие выносливости зубьев по напряжению изгиба выполняется.

Дата: 2018-12-28, просмотров: 443.

12 3 4 Следующая ⇒