Расчет зубчатой цилиндрической передачи.

Содержание

               Техническое задание………………………………………………………………………………………3

1.Техническое предложение

Эскизный проект

2.1.Расчетная схема быстроходного вала………………………………………………………14-17

2.2.Расчет подшипников быстроходного вала……………………………………………….18-19

2.3.Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу……………………………….20

Технический проект

3.1.Расчет сечения быстроходного вала на выносливость……………………………21-22

3.2.Выбор системы смазки…………………………………………………………………………………..23

3.3.Выбор и назначение посадок для соединений деталей редуктора…………….24

   4.Список литературы.                                                                                              25

Приложение. Компоновка редуктора.

Техническое предложение.

Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчёт привода.

1.1.1.Подсчитать срок службы привода в часах

Где  - срок службы в годах;

= 0,85- коэффициент годового использования;

=8- количество часов в смену;

=2- число смен

-

1.1.2.Определить КПД привода

- КПД первой и второй передачи привода

 - КПД муфты

1.1.3.Определить мощность на рабочем органе привода

1.1.4.Определить требуемую мощность двигателя

P_дв.=

1.1.5.Найти диапазон возможных передаточных отношений привода.

1.1.6.Определить диапазон возможных скоростей двигателя

1.1.7.Тип двигателя

4АМ90LBУЗ, Р_дв.=1,1кВт , n_дв.=700об/мин , ω=n_дв./10=700об/мин

1.1.8.Определить угловую скорость вала двигателя

1.1.9.Подсчитать фактическое передаточное отношение привода

1.1.10.Разбить передаточное отношение привода по ступеням. Выбрать передаточное отношение редуктора и подсчитать передаточное отношение открытой передачи.

U_откр.=U/U_р=15,2

   1.1.11.Посчитать угловые скорости всех валов привода, м/с

1.1.12.Подсчитать моменты на всех валах привода

Т_дв.=  Н*м

Т₁=Т_дв*η₁=50,56 Н*м

  Т₂=Н*η₁*U=214,86 Н*м

Расчет зубчатой цилиндрической передачи.

1.2.1.Выбор материалов и определение допустимых напряжений

Шестерня:

Для изготовления шестерни принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение и закалка. Твердость сердцевины 269…302 HB. Твердость поверхности 45…50 HRC.

Размеры:

D_пред.=125мм ; S_пред.=80мм

Колесо:

Для изготовления колеса принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение.

Твердость сердцевины 235…262 HB

Твердость поверхности 269…302 HB

Размеры:

D_пред.=125мм ; S_пред.=80мм

1.2.2.Подсчитать число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

1.2.3.Средняя твердость поверхности зуба шестерни и колеса.

1.2.4.Базовое число циклов перемены контактных напряжений

1.2.5.

1

1.2.6.Коэффициент долговечности для определения допускаемых изгибных напряжений.

К_FL=

где m-показатель степени кривой усталости

K_FL1=

K_FL2=1

K_FL1=1

K_FL2=1

1.2.7.Допускаемые контактные напряжения для базового числа циклов.

[ ]_НО1=1,8*НВ1+67=1,8*285,5+67=580,9 МПа

[  ]_НО2=1,8*НВ2+67=514,3 МПа

1.2.8.Допускаемые изгибные напряжения для базового числа циклов.

[ ]_FО1=1.03*НВ1=1,03*285,5=294 МПа

[ ]_FО2=1.03*НВ2=1,03*248,5=256 МПа

1.2.9.Допускаемые контактные и изгибные напряжения для шестерни и колеса:

[  ]_Н1= *[ ]_НО1=1*580,9=580,9 МПа

[ ]_Н2= *[  ]_НО2=1*514,3=514,3 МПа

[ ]_F1=K_FL1*[ ]_FО1=1*294=294 МПа

[ ]_F2=K_FL2*[ ]_FО2=1*256=256 МПа

1.2.10. Допускаемые контактные напряжения для передачи.

[ ]_Н=0,45([ ]_Н1+[ ]_Н2)=0,45*(580,9+514,3)=492,84 МПа

1. 2.11. Коэффициент ширины колеса по диаметру шестеренки.

Ψ_d=0,5*Ψ_а*(U+1)=0,5*0,4*(15,2+1)=3,24

где Ψ_а- коэффициент ширины по межосевому расстоянию, Ψ_а=0,4

1.2.12. Коэффициент неравномерности нагрузки по длине дуба.

К_нβ=1+2*Ψ_d/S

где S-индекс схемы

S=8 [1 с. 15]

K_Hβ= =0.935

1.2.13.Межосевое расстояние передачи.

aѠ=K_a*(U_p+1)*

где K_a-вспомогательный коэффициент

Т_вых- момент на выходном валу редуктора

K_a=49,5

aѠ=49,5*(4,5-1)* =89,1мм

принимаем aѠ=120мм    [1 с. 363]

1.2.14. Предварительные размеры колеса.

- делительный размер d₂=2* aѠ*U_ф/(U_p+1)

- ширина b₂=Ψ_а* aѠ

d₂=2*90*3.37/(4.5+1)=110.3

b₂=0.4*90=36

1.2.15.Модуль передачи.

m≥

гдеK_m=5.8 [1 с. 16]

m≥ =2.45

принимаем m=2.5 мм   [1 с. 16]

1.2.16. Минимальный угол наклона зубьев колес

β_min=arcsin*4*m/ b₂

β_min=arcsin*4*2.5/36=arcsin0.277=16°

2.17 Суммарное число зубьев.

z_ƹ=2* aѠ*cosβ_min/m=2*90*cos /2.5=69.12°

принимаем z_ƹ=70

1.2.18. Действительный угол наклона зуба.

β=arcos*( z_ƹ*m/2* aѠ)=arcos(70*2.5/2*90)=arcos(0.972)=13°

1.2.19. Число зубьев шестерни и колеса.

Z₁= z_ƹ/(Up+1)=70/(4.5+1)=12.7

Z₂= z_ƹ- Z₁=70-12.7=57.3

1.2.20.Фактическое передаточное отношение.

U_ф=Z₂/Z₁=57,3/12,7=4,5118

⌂U= *100%= *100%=0,26%˂4%

Условие выполняется.

 1.2.21. Размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

d₁= Z₁*m/cosβ=12.7*2.5/cos =32.7мм

d₂= Z₂*m/cosβ=57.3*2.5/cos

Диаметры окружности вершин зубьев:

d_a1=d₁+2*m=32.7+2*2.25=37.7мм

d_a2=d₂+2*m=147.4+2*2.5=152.4мм

Диаметры впадин зубьев:

d_f1= d₁-2.5*m=32.7-2.5*2.5=26.45мм

d_f2= d₂-2.5*m=147.4-2.5*2.5=141.15мм

Ширина шестерни: b₁=b₂+4

b₁=36+4=40мм

1.2.22. Проверка годности заготовок колес.

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг=d_a1+6мм=37,7+6=43,7

Размер заготовки колеса:

S_заг=b₂+4мм=36+4=40мм

 1.2.23. Окружная скорость колес.

V=Ѡ_вых*d₂/2000

V=20.77*147.7/2000=1.53

Принимаем V=6

1.2.24.Усилия в зацеплении, кН.

Окружное:F_t=2*T_вых* /d₂=2*214,86* /147,4=2915,33

Радиальное: F_r= F_t*tgα/cosβ=2915.33*0.36/0.972=1079.8

Осевое: F_α= F_t*tgβ=2915.33*0.23=670.5

1.2.25. Проверка контактной прочности.

_н=376 =515 МПа

1.2.26. Коэффициент учитывающий наклон зуба.

Y_β=1-β/ =1- / =0,07

 1.2.27. Коэффициент ширины зуба.

Ψ_d=b₂/d₁=36/32.7=1.1

 1.2.28.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

К_Fβ=1+1,5*Ψ_d/s=1+1.5*1.1/8=1.206

 1.2.29. Эквивалентные числа зубьев и коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.

Z_V1= 13.9

Y_F1=4.27

Z_V2= 62.8

Y_F2=3.62

1.2.30.Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса, мПа

 _F1=

где F_FV=1.1

 _F1= =11.69

 _{F 2}= = =9.9