Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Рассчитать на усталость при изгибе открытую цилиндрическую прямозубую передачу коробки скоростей, если мощность на валу шестерни Р₁ и угловая скорость вала  , передаточное число . Нагрузка нереверсивная, постоянная при длительной работе передачи.

Дано:

Р₁ = 1,4 кВт

=62,9 1/с

=0,95

Марка стали: шестерни – сталь 45

                  колеса – сталь 45

Термообработка – улучшение.

Решение:

1. Определим вращающий момент на валу шестерни

 

                                               (2.14)

 

 где - мощность на зубчатом колесе мельницы, Вт;

- угловая скорость вращения вала барабана мельницы, рад/сек,

 

;

 

2. Определяем число зубьев колеса , предварительно задав число зубьев шестерни в пределах z₁=43…45.

Принимаем число зубьев шестерни =45, тогда число зубьев колеса определим по формуле:

 

z₂=z_1∙u                                            (2.15)

 

z₂=45 0,95=43.

 

3. Для заданной марки стали шестерни и колеса – сталь 45 – по табл. 3.3 методички, определяем механические характеристики материала:

Для шестерни: 780 МПа, 440 МПа, НВ₁ =230, при диаметре заготовки до 90 мм;

Для колеса: 780 МПа, 440 МПа, НВ₂=230, при диаметре заготовки до 90 мм.

4. Допускаемые напряжения изгиба по формуле

 

                                               (2.16)

 

Для шестерни при пределе выносливости при базовом числе циклов

 

 

Для колеса      

 

Требуемый коэффициент безопасности и долговечности для шестерни и колеса для поковок и отливок: 1,75 1, тогда

 

= 236,6 Мпа,  =

 

5. Коэффициенты формы зубьев по ГОСТ 21354-75 3,7 и 3,7 при z₁=45, z₂=43.

Производим сравнительную оценку усталостной прочности зубьев при изгибе по отношениям:

 

 

Дальнейший расчет передачи производим по колесо , так как у колеса это отношение меньше.

6. Определим расчетные коэффициенты: коэффициент ширины венца колеса (фор. 3.8) [4] при консольном расположении шестерни относительно опор. Для этого вначале определяем : =0,2...0,25. Большие значения для передач с твердостью зубьев . Принимаем =0,2.

Тогда     ψ _bd =0,5 ψ_ba ( u +1)=0,5∙0,2(0,95+1)=0,195.

В зависимости от твердости зубьев ( ) и коэффициента  по табл. П.6 интерполированием находим коэффициент неравномерности нагрузки по табл. 3.7 принимаем 1 [4].

7. Определим модуль зацепления по формуле:

 

                                         (2.17)

 

;

 

Согласно ГОСТ 9563-60 принимаем стандартное значение m= 1,5 мм.

8. Определим основные геометрические размеры передачи, мм: диаметры делительных окружностей шестерни:

 

,                                              (2.18)

   

 

Колеса:

,                                           (2.19)

 

 

межосевое расстояние

 

                                          (2.20)

 

 

принимаем  66 мм;

 

диаметры окружностей вершин зубьев

 

                                    (2.21)

 

мм,

 

                                  (2.22)

 

мм;

 

 

диаметры впадин

                                 (2.23)

 

мм;

 

                                 (2.24)

 

мм;

 

ширина венца колеса

 

                                        (2.25)

 

мм;

 

ширина венца шестерни

 

                                     (2.26)

 

мм.

 

9. Определяем пригодность заготовок шестерни и колеса.

Диаметр заготовки шестерни

 

                                  (2.27)

 

 

Диаметр заготовки колеса

 

                                (2.28)

 

 

мм

 

Условие пригодности заготовок выполняются.

 

10. Определим окружную скорость зубчатых колес

 

                                           (2.29)

 

м/с.

 

и назначаем 9-ю степень точности изготовления колес см. стр 32 [4].

 

11. Определим окружную силу в зацеплении

 

                                            (2.30)

 

Н.

 

12. Принимаем коэффициент динамической нагрузки  при известной степени точности зубьев. Для прямозубых колес при м/с =1,4.

 

13. Проверяем зубья на усталость при изгибе:

 

                            (2.31)

 

 

что значительно ниже допустимого.

 

Так как недогрузка составляет

 

                            (2.32)

 

 

Условие прочности выполнено.

 

 

Проверочный расчет валов

 

 

В качестве материала для изготовления валов примем сталь углеродистую марки 45, термообработка – нормализация.

Основные параметры:

- предел выносливости при изгибе s_-1 = 335,4 МПа;

- предел выносливости при кручении t_-1 = 194,5 МПа.

Диаметры валов:

 

                                     (2.33)

 

где    М – крутящий момент на валу.

 

Полученные значения диаметров валов округлим до стандартных из нормального ряда по ГОСТ 12080-66:

 

 

 мм

 

                                      (2.34)

 

где  - соответственно запас прочности при действии одних изгибающих

 

и одних крутящих моментов; [n] = 2 ¸ 2,5 – запас прочности вала.

 

                                         (2.35)

                                          (2.36)

 

где    s_-1 и t_-1 – предел выносливости при изгибе и кручении соответственно.

Номинальное напряжение в сечении при изгибе:

 

                                      (2.37)

 

Номинальное напряжение в сечении при кручении:

 

                                       (2.38)

 

Вал I:

Вал II:

Вал III:

 

Вал IV:

 

Проверим полученные диаметры валов на виброустойчивость:

 

                                               (2.39)

 

где    l – длина вала; d – диаметр вала.

L₁=140 мм; d₁=14 мм 15 мм

L₂=175 мм; d₂=17,5 мм 18 мм

L₃=180 мм; d₃=18 мм 19 мм

L₄=185 мм; d₄=18,5 мм 20 мм

 

 

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться: