Главная страница | Контакты | Случайная страница Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Расчет зубчатой передачи

Часть вторая

1. Кинематический расчет передачи

Исходные данные:

Тип двигателя (мощность, кВт/частота вращения, мин ^-1): 4А132М6(7,5/970);

Передаточное число: 3,55;

Термообработка колес: азотирование (Аз);

Вид линии зуба: прямая;

Степень точности передачи: 8;

Ресурс работы, час: 16000;

Расположение колес относительно опор: консольное.

1.1. Вращающий момент Т₁ на первом валу

Момент находится по формуле:

Нм,

где Р₁ – мощность двигателя, кВт, n₁ –частота вращения, мин ^–1. Следовательно:

Нм.

1.2. Вращающий момент Т₂ на втором валу

Зная вращающий момент на первом валу, можно найти вращающий момент на втором валу:

,

где U =3,55– передаточное число; =0,95 - коэффициент полезного действия (КПД), получаем:

Нм.

1.3. Частота вращения второго вала

Частота вращения ведомого вала:

,

получаем: мин ^–1.

1.4. Угловые скорости валов

Угловые скорости валов:

с^-1;

с^-1,

принимаем , тогда:

с^-1, а с^-1.

1.5. Мощность на выходном валу передачи

,

отсюда получаем, что: кВт.

2.Выбор допускаемого контактного [σ_H] и изгибающего [σ_F] напряжений определение межосевого расстояния модуля зубчатой передачи и фактического передаточного числа

2.1. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Так как материал для шестерни и для зубчатого колеса не заданы, их следует выбрать исходя из вида термообработки, по таблице 4.1 [1].

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40ХН2МА с твердостью HRC₁=40; HRC₂ =35

Определяем допускаемое контактное напряжение [s]_H:

МПа

где: =1050 МПа - предел длительной выносливости соответствующий базовому числу циклов испытаний (определяется по таблице 4.1 [1]); S_H- коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность, S_H = 1,2; К_HD-коэффициент долговечности принимаем равным 1, т.к. не заданны условия работы зубчатой передачи.

Допускаемые контактные напряжения = =875 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [s]_F

где: - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов, зависит от марки материала и вида термообработки, S_F – коэффициент безопасности, S_F =1,75 для штампованных колес.

Для шестерни Mпа;

Для колеса Mпа;

2.2. Выбор коэффициента ширины передачи

Коэффициент ширины передачи зависит от рабочей ширины и от межосевого расстояния по формуле:

,

принимается , по рекомендации таблицы 4.8 [1].

2.3.Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости

Межосевое расстояние передачи:

мм;

для прямозубых передач К_а =490 – числовой коэффициент, =1,5. Подставляя, числовые данные в формулу получим, что:

мм.

Полученное значение согласовываем с ближайшим стандартным по ГОСТу 2185-81 мм.

2.4.Определение модуля зубчатой передачи

мм,

тогда получаем , согласовываем с ГОСТом 9563-60 и принимаем мм.

2.5.Определение суммарного числа зубьев

,

подставляя значения, получим: .

Определение числа зубьев шестерни:

,

где - число зубьев малого колеса (шестерни).

,

где - число зубьев большего колеса.

,

.

Принимаем , а .

2.6.Фактическое передаточное число передачи

Чтобы найти действительное передаточное число передачи поделим количество зубьев первого колеса на количество зубьев второго колеса:

,

отсюда получаем: . Определим погрешность: ,

что .

3.Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений

3.1.Делительные диаметры колес

Делительные диаметры колес можно найти из общей формулы:

мм;

тогда получим: мм, а мм.

Чтобы узнать насколько правильно были произведены расчеты, сделаем проверку:

мм,

подставляя числовые значения, получим:

мм.

Отсюда видно, что расчеты произведены правильно.

3.2.Определение диаметров вершин зубьев колес

Диаметры вершин колес найдем так же исходя из общей формулы:

мм,

тогда: мм, а мм.

3.3.Определение диаметров впадин зубьев колес

Общая формула для нахождения диаметра впадин зубьев колес выглядит следующим образом:

мм;

тогда получаем:

мм, а мм.

3.4. Рабочая ширина передачи

мм;

получаем: мм., тогда ширина шестерни будет равна: мм.

3.5.Определение усилий, действующих в зацеплении

· окружное усилие:

Н;

· радиальное усилие:

Н, где =20 – угол зацепления передачи.

3.6.Определение окружной скорости в зацеплении

Окружная скорость находится по формуле:

, м/с,

подставляя свои значения в формулу, получим:

м/с.

3.7.Коэффициент ширины передачи

;

в итоге получаем: .

3.8.Проверка передачи на контактную выносливость

МПа (1),

где (Н/мм) – расчетная окружная удельная нагрузка; - коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки; и находятся из таблицы 4.6 [1]. Тогда получается, что , а =1,02. В итоге, подставляя и в формулу, получим:

Н/мм. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, находится по формуле: , подставляя свои данные, получим, что . Коэффициент, учитывающий физико-механические свойства материала Мпа^1/2; =1 – для прямозубых передач. Подставляя все эти значения в первую формулу (1) получим:

Мпа.

3.9.Проверка зубьев колес на прочность по напряжению изгиба

МПа

Находим коэффициент, учитывающий форму зуба по таблице 4.12 из [1], .Аналогично находим

и - коэффициенты, которые тоже находятся из [1]; коэффициент, учитывающий влияния угла наклона зуба на изгибную прочность для прямозубых колес равен 1. Коэффициент, учитывающий влияние перекрытия: , где .

Подставляя полученные значения, получим:

МПа

3.10. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

МПа,

где - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится из [1]. Подставляем в формулу значения, получаем:

Мпа.

3.11.Сводная таблица параметров передачи

Все полученные данные при расчете зубчатой передачи внесем в таблицу:

Таблица 1

Т1=74 Нм	d2=155 мм
Т2=250 Нм	da1=50 мм
n1=970 мин-1	da2=160 мм
n2=273,3 мин-1	df1=38,75 мм
U=3,55	df2=148,75 мм
HB1=HB2 350	bW=20 мм
aW=100 мм	σH=802,3 МПа
m=2,5 мм	[σH]=875 МПа
Z1=18	σF1=196,2 МПа
Z2=62	σF2=168,7 МПа
UФ=3,44	[σF]=337,366 МПа
ΔU=3%	Ft=3290 H
v=2,28 м/с	FR=1200 H
d1=45 мм

4.Расчет выходного вала

4.1.Определение диаметра вала (ориентировочно)

мм,

где - допускаемое напряжение на кручении; МПа, выбираем =20 МПа, тогда:

мм.

Согласовываем с ГОСТом 12080-66 и принимаем, что мм.

4.2.Выбор подшипников

Основываясь на диаметре цапфы, равным 45 мм, выбираем тип подшипника 209 – радиальный шариковый подшипник, легкой серии. Размеры подшипника выбираем из [1]. Получаем:

D=85 мм – диаметр подшипника, В=19 мм – ширина подшипника.

4.3.Определение размеров консоли

Размеры консоли выбираем по таблице из [1] .

4.4. Составление расчетной схемы вала

- расстояние между опорами, где d₁ - диаметр под подшипником (по рекомендации [2]);

d₂=45 мм – диаметр цапфы (l₂=19 мм);

d₃=43 мм – диаметр между подшипниками;

d₄=55 мм – диаметр заплечика;

d₅=45 мм – диаметр вала под колесом;

L_ст=20 мм длина ступицы.

4.5. Расчет вала на статическую прочность

При этом расчете изображается вал в форме 2-х опорной балки с консолью (приложение 2).