Сделай Сам Свою Работу на 5

Расчет цилиндрической косозубой передачи (тихоходной ступени)

Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчеты привода

Принимаем КПД элементов привода:

- КПД соединительной муфты;

- КПД зубчатой цилиндрической передачи;

- КПД зубчатой конической передачи.

Тогда общий КПД привода:

Требуемая мощность двигателя:

Ориентируемся на выбор асинхронного двигателя серии АИР с синхронной частотой вращения nсинхр=1000 мин-1.

Принимаем двигатель АИР160S6 с номинальной частотой вращения

кВт и номинальной частотой вращения вала под нагрузкой

Общее передаточное отношение редуктора:

Обозначим передаточное отношение быстроходной ступени редуктора , тихоходной ступени . Определяем значения и :

Определяем частоты вращения валов редуктора:

- быстроходный вал I:

- промежуточный вал II:

- тихоходный вал III:

Определяем вращающие моменты на деталях передач редуктора.

Требуемый вращающий момент на выходном конце тихоходного вала редуктора:

Обозначим - вращающий момент на колесе тихоходной ступени.

Условие равновесия тихоходного вала III:

.

 

Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:

Условие равновесия промежуточного вала II:

где - вращающий момент на колесе быстроходной шестерни.

Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:

Расчет цилиндрической косозубой передачи (тихоходной ступени)

Исходные данные для проектирования:

- передаточное отношение ступеней:

- частота вращения шестерни ступеней:

- частота вращения колеса ступеней:

- вращающий момент на колесе ступени:

- требуемый ресурс передачи:

- типовой режим нагружения – 2 (средний равновероятный).

2.1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес и определение средней твердости активной поверхности зубьев

Принимаем следующий вид термообработки:

- для шестерни: улучшение + закалка ТВЧ, твердость поверхности зубьев – 45…50 HRCэ;

- для колеса: улучшение, твердость поверхности зубьев – 269…302 НВ.

Средняя твердость поверхностей зубьев:



- шестерни:

- колеса:

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Предел контактной выносливости

Абсцисса точки перелома кривой усталости или базовое число циклов нагружений :

где среднюю твердость переводим в единицы НВ, получая

.

не должно превышать . Т.к. мы получили и , то принимаем и

Коэффициент запаса при расчете по : .

Эквивалентное число циклов нагружений при расчете по :

Коэффициент долговечности :

Допускаемые напряжения :

Расчетные для проектирования передач:

При этом должно выполняться условие:

Условие выполняется.

2.3. Определение основных размеров передачи

Передаточное число передачи: .

Приведенный модуль упругости материалов зубчатых колес:

Зададимся коэффициентом

Определим коэффициент :

По кривой 5 принимаем коэффициент .

По таблице коэффициент внешней динамической нагрузки 25.

Межосевое расстояние передачи:

принимаем стандартное межосевое расстояние .

Определяем диапазон модулей передачи: ; принимаем .

Задаемся предварительно углом наклона зубьев: . Тогда число зубьев шестерни:

принимаем

Число зубьев колеса:

принимаем .

Уточняем окончательно значение угла наклона зуба

Минимальное число зубьев шестерни из условия неподрезания ножки зуба:

Уточняем

Отклонение передаточного числа и u:

Условие выполняется.

Делительные диаметры:

Начальные диаметры (передача без смещения):

Проверка:

При коэффициентах высоты головки зуба и радиального зазора высоты головки и ножки зуба (для передачи без смещения):

мм;

мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

мм;

мм.

Рабочая ширина передачи:

мм.

Ширина венца колеса: мм.

Ширина венца шестерни: мм.

Окончательно коэффициент

2.4. Выбор марки стали для изготовления зубчатых колес

Для варианта т.о. II марки сталей одинаковы для шестерни и колеса.

Диаметр заготовки шестерни

мм.

Толщина заготовки диска колеса:

мм.

Толщина заготовки обода колеса:

мм.

Принимаем для изготовления шестерни и колеса легированную хромистую сталь 40Х. При этом выполняются условия:

- для шестерни ( т.о. улучшение + закалка ТВЧ)

мм мм;

- для колеса (т.о. улучшение)

мм и мм мм.

2.5. Степень точности передачи

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления:

Принимаем 8-ю степень точности.

2.6. Определение сил, действующих в косозубом зацеплении

Окружная сила для шестерни и колеса:

Радиальная сила для шестерни и колеса:

Осевая сила для шестерни и колеса:

2.7. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев

Коэффициент торцового перекрытия:

Коэффициент уменьшения контактных напряжений в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:

Уточним коэффициент Ранее мы приняли при . Уточненное значение коэффициента оказалось равным 0,76 , что полностью совпадает с предварительно рассчитанным. Т.о. окончательная величина осталась прежней и равной 1,04.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузки передачи при расчете по контактным напряжениям для окружной скорости м/с

Тогда расчетные контактные напряжения в полюсе зацепления:

Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев обеспечивается, т.к. выполняется условие:

Н/мм2 Н/мм2.

2.7. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба , соответствующий абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба, для принятого вида термообработки:

- для шестерни ( т.о. улучшение + закалка ТВЧ): Н/мм2;

- для колеса (т.о. улучшение): Н/мм2.

Коэффициент безопасности :

Коэффициент приведения

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса :

Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба) для всех видов термообработки:

Тогда

Для шестерни и коэффициент долговечности Для колеса и в данном случае также коэффициент долговечности

Принимаем коэффициент , учитывающий двустороннее приложение нагрузки, равным 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для принятого варианта т.о. II при

2.8. Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба для кривой 5 при и для

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи при расчете по напряжениям изгиба, по табл. для

Число зубьев эквивалентного прямозубого зубчатого колеса (эквивалентное число зубьев)

Коэффициент формы зуба и концентрации напряжений в зависимости от при коэффициенте смещения исходного контура =0: для шестерни

для колеса

Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при расчете на изгиб .

Коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба в косозубой передаче и неравномерного распределения нагрузки:

Коэффициент уменьшения напряжений изгиба в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:

Расчетные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса:

Сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечивается при выполнении условия: Допускается .

Для шестерни:

Для колеса:

2.9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Предельные допускаемые контактные напряжения , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев, для варианта т.о. II:

- для шестерни:

- для колеса:

Расчетные максимальные контактные напряжения при действии пиковой нагрузки:

Контактная прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, т.к. выполняется условие:

2.10. Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке)

Предельные допускаемые напряжения изгиба , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба пиковой нагрузкой, для варианта т.о. II:

- для шестерни:

- для колеса:

Расчетные максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, т.к. выполняется условие:

 



©2015- 2017 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.