Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Задание

Спроектировать, для авиационного привода, одноступенчатый цилиндрический прямозубый закрытый редуктор с передаточным числом u = 5, чтобы он мог передавать мощность = 3кВт при частоте вращения ведущего вала = 950 об/мин.

Привод предназначен для длительной эксплуатации, валы установлены на шарикоподшипниках, шестерня и колесо изготовлены из одной марки стали 20ХН2.

n₁ω₁P₁T₁

 

 

n₂ω₂P₂T₂

 

Задание выдал

преподаватель /Пергаменцева Е.Р./

 

Задание получил

курсант / Лещенко А.И./

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП

Разраб.

ЛещенкоА.И.

Руковод.

Пергаменцева Е.Р.

Н. контр.

Утв.

Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор

Лит.

Листов

БГАА, гр.174

Содержание проекта

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

3. Расчет тихоходного (ведомого) вала редуктора

4. Расчет быстроходного (ведущего) вала редуктора

5. Подбор подшипников качения быстроходного вала редуктора

6. Подбор подшипников качения тихоходного вала редуктора

7. Выбор сорта масла и способы смазки зубчатых колеc и подшипников

8. Конструирование корпуса редуктора

Список использованных источников

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

1. Кинематический и силовой расчеты привода.

1.1 Исходные данные к расчету:

u =5 – передаточное число прямозубой передачи редуктора

= 3 кВт – передаваемая мощность ведущим валом редуктора

= 950 об/мин – частота вращения ведущего вала редуктора

1.2 Определим КПД привода

где – зубчатой передачи

– пары подшипников, установленных на одном валу.

1.3 Определение частоты вращения ведомого вала редуктора

1.4 Определение угловой скорости вращения валов редуктора

(рад/с) – угловая скорость ведущего вала

(рад/с) – угловая скорость ведомого вала

1.5 Определение мощности на ведомом валу редуктора

1.6 Определение вращающих моментов на валах редуктора

 

1.7 Подбор двигателя по мощности и частоте вращения .

По таблице 16.7.1 [4, с.280] подбираем двигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый. При об/мин и кВт рекомендуют типоразмер 132M2

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

2.1 Исходные данные к расчету

u = 6.3 – передаточное число прямозубой передачи редуктора

= 219.23(Н·м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора

= 2930 об/мин – чистота вращения ведущего вала редуктора

сталь 20XH – материал изготовления зубчатых колес передачи

2.2 Определение контактного допускаемого напряжения

По таблице для стали 20XHпри улучшении, цементации и закалке имеем: твердость зубьев HRC_э 2×200+70. Берем HRC_э 2×200+70.

Предел выносливости при базовом числе циклов нагружения зубьев

σ_н×limb=23×60=1380МПа

Коэффициент безопасности S_н=1,2-1,3

Принимаем S_н=1,25

2.3 Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

По ГОСТ 2185-66 назначаем = 111.4=112мм

 

В проектном расчете = 1,15 – коэффициент распределения по ширине зубчатого венца колеса имеет ориентировочное значение при НВ <350 для симметрично расположенных колес относительно опор.

Ψ_ва= 0,25 – коэффициент ширины зубчатого венца выбирают из ГОСТ 2185-66

2.4 Выбор модуля зацепления:

= (0,01…0,02) · = (0.01…0.02) ∙ 100=(1…2)

По таблице ГОСТ 9563-66 принимаю модуль = 1.5мм.

2.5 Определение числа зубьев.

Шестерня.

 

Колесо.

2.6Основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Колесо.

1. Диаметр делительной окружности:

мм

2. Диаметр окружности вершин зубьев колеса:

мм

3. Диаметр окружности впадин зубьев колеса:

4. Ширина зубчатого венца колеса

b₂ = y_ва× = 0, 25 ×100= 25 мм

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

 

 

Рисунок 1 Колесо

 

Шестерня.

1.Диаметр делительной окружности шестерни:

мм

2. Диаметр окружности по вершинам зубьев шестерни:

мм

3.Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

мм

4. Ширина зубчатого венца шестерни:

b₁ = b₂ + (5…10) = 25 + 10 = 35 мм

 

 

 

Рисунок 2 Вал-шестерня

2.7Уточняем межосевое расстояние

2.8 Определение окружной скорости зубчатых колес

Для прямозубых передач при ν< 5 м/с следует принимать 8 степень точности.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

2.9 Проверка контактной выносливости боковой поверхности зубьев

МПа

где = 1 · 1.04 · 1.05 = 1.092 – уточненный коэффициент нагрузки.

= 1.0 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса

= 1.04 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависит от степени точности изготовления колес и окружной скорости

=1.05 – коэффициент динамичности нагрузки

Вывод: σ_н= 351.5мПа < [σ_н] = 1104 мПа.

Условие прочности выполнено.

2.10 Силы, действующие в зацеплении:

Определим силы, действующие в зацеплении зубьев:

 

– окружная сила всегда действует по касательной к делительной окружности, причем окружная сила на шестерне F_t1 направлена навстречу ω₁, а окружная сила на колесе совпадает с направлением .

- радиальная сила, действует всегда к центрам зубчатых колес.

2.11 Проверка изгибной прочности зубьев:

Так как шестерня и колесо изготовлены из одной и той же стали, то проверяем изгибную прочность зубьев шестерни.

– коэффициент нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки;

-коэффициент динамической нагрузки;

– коэффициент формы зубьев шестерни. При z₁=18

= 4.28

Вывод: = 289.99 МПа < [σ_F] = 950 МПа.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

Условие прочности выполнено.

 

Таблица 1 Сводная таблица параметров закрытой прямозубой

передачи редуктора.

Наименование звена	мм	d, мм	b,мм	,мм	, мм	, мм	Ft, Н	Fr, Н
Шестерня		169.5		1,5	1,5	1,875
Колесо

 

= = 1,5мм

=1, 25· =1,875мм