Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Цель работы: Выбрать материал зубчатой пары, провести проектный расчет, выполнить проверку передачи по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.

Условия расчета: Закрытые зубчатые передачи рассчитываются по условию контактной прочности, так как основной вид разрушения зубьев для такого типа передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта.

1. Выбор конструкционных материалов и допускаемых напряжений зубчатых колес

Согласно рекомендациям, приведенным в таблице 3.1, стр. 52, т.к. мощность на выходном валу меньше 2 кВт:

для изготовления шестерни принимаем материал - Сталь 45Л, с

твердостью поверхности зубьев НВ1=269…302, вид термообработки - улучшение;

для изготовления колеса принимаем материал - Сталь 45, с

твердостью поверхности зубьев НВ2=235...262, вид термообработки - улучшение.

Допустимые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и зубьев колеса :

; ; (1)

где и - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений , определяемые по табл. 3.3, стр.55;

[SH ] - коэффициент безопасности: для колес из нормализованной

и улучшенной стали, а так же при объемной закалке [SH] = 1,1 ^ 1,2, принимаем [SH ] = 1,15;

KHL1, KHL2 - коэффициент долговечности шестерни и колеса соответственно.

(2)

зубчатый цилиндрический передача напряжение

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости материала в зависимости от твердости поверхностного слоя (см. табл. 3.3, стр. 55);

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

= 573 Lh, (3)

здесь - угловая скорость соответствующего вала, рад/с;

Lh - срок службы привода (ресурс), ч.

Lh = 365 Lr Kr tc Lc Kc (4)

где Lr - срок службы привода, (лет), Lr = 2 года;

Kr - коэффициент годового использования, примем Kr » 0,67;

tc - продолжительность смены (ч), примем tc = 8 часов ;

Lc - число смен. Lc = 1 смена;

Kc - коэффициент сменного использования, Kc » 0,8.

Lh = 365 2 0,67 8 1 0,8 = 3130 часов

Подставим полученное значение в формулу (2) и определим число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни и колеса соответственно:

(5)

(6)

N1 = 573 Lh =573 3130= 33,7 млн .циклов (7)

N2 = 573 Lh =573 3130= 106,5 млн.циклов (7)

Оценивая значения, соответствующие базовому числу циклов напряжений приведенные в таблице 3.3, стр. 55 становится, очевидно, что

N2, > Nhо т.е. (33,7> 32,а 106,5> 25), следовательно, принимаем KHL1 = 1 и = 1.

Определим допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений NH0 для шестерни и колеса соответственно:

,

Для шестерни

НВСР1 = 269...302=285,5

Для колеса

НВСР2 = 235...262= 248,5

Условие НВСР1 - НВСР2 = 2050 выполняется

Подставив полученные значения в формулу (1) определим допустимые контактные напряжения:

Учитывая, что по условию задания передача является косозубой

то дальнейшие расчеты проводим по наименьшим допустимым контактным напряжениям, т.е. по .

Для проверочных расчетов открытых зубчатых передач необходимо определить допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса: и .

где и - допускаемое напряжение изгибной выносливости при

Nf 0 для зубьев шестерни и колеса, определяют по табл. 5/1/ ;

[SF] = [SF]` [SF]``

коэффициент безопасности; [SF]`- учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, при вероятности неразрушения 99 %. Этот коэффициент для нормализованных, улучшенных колес и с поверхностным упрочнением зубьев [SF ] = 1,75; [SF ] - учитывает способ заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок [SF ]`` = 1,0;

[SF ] = 1,75 1 = 1,75.

KFL1, KFL2 - коэффициент долговечности шестерни и колеса соответственно.

где NF0 = 4 * 106 - базовое число циклов напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы привода (см. определение KHL). Так как N > Nfo, то KFL=1.

Определим допускаемые напряжения изгибной выносливости при для зубьев шестерни и колеса:

Подставив полученные значения в формулу (5) определим допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

Межосевое расстояние aW, мм - главный параметр редуктора определяем по зависимости:

где Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи передачи Ka= 49,5;

i - передаточное число зубчатой пары, i = 3,15;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу

где

KHв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев KHв = 1;

ша = b2/- коэффициент ширины венца колеса: ша = 0,250,4, для симметрично расположенной косозубой передачи относительно опор, принимаем, ша = 0,3;

[]H - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, []H2 = 447МПа.

Поученное значение межосевого расстояния - округляем до ближайшего стандартного значения =100 мм.

Вычисляем модуль зацепления. Для закрытых передач:

Полученное значение модуля m` округляем до стандартного /1, стр. 29/: m = 2 мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Полученное значение было округлено до целого числа в меньшую сторону.

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Вычисляем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного i:

Проверяем фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач

Вычисляют основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса, мм:

Для шестерни:

диаметр делительный =2

диаметр вершин зубьев

диаметр впадин зубьев

ширина венца

Для колеса:

диаметр делительный = 2

диаметр вершин зубьев

диаметр впадин зубьев

ширина венца

Список использованных источников

1. Шейблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие / Изд-е 2-е, перераб. и дополн. -- Калининград: Янтар. сказ. 2002. -- 454 с: ил., черт. -- Б. ц.

Размещено на Allbest.ru