Расчет цилиндрической прямозубой передачи(3-4)

Исходные данные

мощность на шестерне = 5,03 кВт;

частота вращения шестерни = 450 ;

мощность на колесе = 4,93 кВт;

частота вращения колеса = 225 ;

передаточное число = 2;

перегрузочная способность электродвигателя =2,2;

номинальная мощность электродвигателя = 5,5 кВт;

потребная мощность электродвигателя = 5,45 кВт.

режим нагружения:

n1		P		0,7P		0,2P
n2
n3

1 Проектировочный расчет

1.1 Назначение материалов зубчатых колес пары и расчет контактных допускаемых напряжений

Материалы зубчатых колес

шестерня 1: Сталь 45; улучшение; HB = 230 10; способ получения заготовки поковка;

= 450 МПа; = 750 МПа;

колесо 2: Сталь 45; улучшение; HB = 210 10; способ получения заготовки поковка;

= 450 МПа; = 750 МПа.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни:

Предел контактной выносливости

=2HB+70 = 2·230+70 = 530 МПа [3, табл. 10]

Коэффициент безопасности =1,1 [3, табл. 11]

Базовое число циклов перемены напряжений

при HB = 230, =14,2 [3, табл. 12]

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

= = = 228

Коэффициент долговечности

== = 0,63 <1, принимаем = 1

= 1 (ожидается Rа=1,25…0,63);

= 1 (ожидается V 5 м/с);

= 1 (передача обильно смазывается);

= 1 (ожидается диаметр зубчатых колес < 700 мм).

= = 481,82 МПа.

Для колеса:

Предел контактной выносливости

= 2HB+70 = 2·210+70 = 490 МПа.

Коэффициент безопасности =1,1.

Базовое число циклов перемены напряжений

при НВ = 210 =11,4 .

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

= = 114 .

Коэффициент долговечности

== = 0,68 <1, принимаем = 1

= = 445,45 МПа.

Для дальнейших расчетов принимаем

==445,45 МПа.

1.2 Назначение коэффициентов

Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния

=0,315 (прямозубые зубчатые колеса на недлинных валах). [3, табл. 13]

Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

при = = 0,47 принимаем 1,06. [3, табл. 20]

Коэффициент динамичности нагрузки

принимаем ориентировочно 1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

1 (прямозубая передача)

Коэффициент

= =1·1,2·1,06=1,3

1.3 Расчет межосевого расстояния

a =

==143 мм,

где - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, =9,75·(сталь-сталь, прямозубая передача) [3, табл. 2]

Принимается стандартное а = 140 мм. [3, табл. 14]

1.4 Назначение модуля

m=(0,01…0,025)a=(0,01…0,025)140=(1,4…3,5) мм

Принимаем стандартный модуль = 2,5 мм, он обеспечивает [3, табл. 17]

= =112 – целое число

1.5 Назначение чисел зубьев

= =37,3

Принимаем =37

=–==75,

= = 2,03

= =1,50 %

=2,5 % [3, табл. 8]

1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

= ==44 мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем = 45 мм;

==45 мм;

==92,50 мм;

==97,50 мм;

==86,25 мм;

==187,50 мм;

==192,50 мм;

==181,25 мм.

1.7 Назначение степени точности зубчатых колес

= = 2,18 м/с

Назначаем степень точности 8В (с нормальным зазором) [3, табл. 19]

Выбор муфты

Муфта цепная

Муфтами называют устройства, с помощью которых соединяют между собой валы или валы с находящимися на них деталями для передачи вращающего момента. В таких соединениях муфты, как правило, должны обеспечить не только передачу крутящего момента, но и иметь возможность компенсировать различного рода смещения геометрических осей соединяемых валов. Осевые и радиальные смещения валов, а также их угловой перекос возникают в результате упругих деформаций деталей под нагрузкой и в результате неточностей изготовления и сборки узлов. В реальных соединениях валов все эти виды смещений наблюдаются одновременно.

В данном случае применяется цепная муфта. Достоинства цепной муфты следующие: простота конструкции и обслуживания; надежность в работе; технологичность изготовления и сравнительно малые габариты и вес; удобный монтаж и демонтаж; способность компенсировать радиальные и угловые смещения за счет относительной податливости деталей цепи и их деформации.

Недостатком является наличие угловых зазоров и метрового хода, вследствие чего они могут не применяться в реверсивных передачах, а также при наличии больших динамических нагрузок.

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому выбор муфты производят не по номинальному моменту на валу машины, а по расчетному:

=Т=2,22·72,29=160,48 Н·м,

где Т - номинальный вращающий момент на валу машины,

- коэффициент режима работы, зависящий от = 2,22. [11, прил. II, с.341]

Кроме того, при выборе муфты учитываются диаметры концов сопрягаемых валов.

Принимаем цепную муфту МЦ-36 по нормали МН 2091-61 (со шпонками) со следующими параметрами:

=320 Н·м; =36 мм;

=140 мм; =120 мм; =1200 об/мин;

Для соединения полумуфт, установленных на соединяемых валах, используется приводная роликовая цепь типа ПР-25,4-5000 ГОСТ 13568-75:

=16 мм; =15,9 мм; =25,4 мм; =50000 Н;

Рисунок 1 - Муфта цепная

Конструкция муфты (см. рис. 1): муфта состоит из двух звездочек (с одинаковым числом зубьев) и охватывающей их общей цепи кожуха. Цепные муфты бывают с однорядной втулочно-роликовой цепью, двухрядной цепью и бесшумной. По конструкции обе полумуфты изготовляются из одной заготовки, которая после нарезания зубьев разрезается по диагонали на две части. Такая конструкция обеспечивает использование всей ширины цепи и увеличение передаваемого крутящего момента.

Материал звездочек: сталь 45 ГОСТ 1050-88; твердость зубьев HRC 40…45.

Дата добавления: 2015-11-14