Расчёт зубчатых передач

[pic 1]

Содержание

1 Работа 1. Расчет зубчатых передач        3

2 Работа 2. Проектирование и расчет клиноременной передачи        11

3 Работа 3. Расчет вала на прочность        19

4 Работа 4. Подбор и проверка подшипников        28

Список литературы        32

1 Работа 1. Расчет зубчатых передач

Цель работы:

         Выполнить проектный расчет для определения геометрических параметров цилиндрической передачи. Выполнить проверочный расчет передачи на контактную и изгибную прочность. Произвести конструирование зубчатых колес.

Исходные данные для расчета цилиндрической косозубой передачи:

передаваемая мощность Р1 = 8 кВт;

число оборотов ведущего вала n1 = 1200 об/мин;

передаточное отношение u = 2,8.

1.1 Выбор материалов шестерни и колеса и термообработки

Для шестерни и колеса выбираем Сталь 45.

Назначаем твердость материала шестерни: НВ1 = 310, колеса:  НВ2 = 280.[pic 2]

Назначаем термообработку: шестерня – улучшение, колесо – улучшение.

1.2 Проектный расчет передачи. Определение основных параметров передачи

1 Задаемся углом наклона зубьев:   = 9º.[pic 3]

2 Предварительно определяем окружную скорость , м/с:[pic 4]

[pic 5]

где n2 – частота вращения колеса, об/мин:

[pic 6]

[pic 7]

3 Определяем межосевое расстояние , мм:        [pic 8]

[pic 9]

где Ка = 43,0 – коэффициент для косозубой передачи;

 = 1 - коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении опор;[pic 10]

Т2 – крутящий момент на валу колеса без учета потерь на трение:

[pic 11]

где Т1 - крутящий момент на валу шестерни:

[pic 12]

Т2 = Т1∙u = ∙ 2,8 = 178343 Н∙мм[pic 13]

 - допускаемые контактные напряжения, Н/мм2:[pic 14]

[pic 15]

где  - предел длительной выносливости:[pic 16]

[pic 17]

SH = 1,1 – коэффициент безопасности для термообработки улучшение.

В качестве допускаемого принимаем меньшее контактное напряжение колеса:

[pic 18]

 - коэффициент ширины; [pic 19]

 0,3 - коэффициент ширины для легко нагруженной передачи; [pic 20]

[pic 21]

Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2144-76: аw = 100 мм.

4 Задаемся значением нормального модуля зацепления, мм:

mn = (0,01…0,02)∙[pic 22]

mn = (0,01…0,02)∙100 = 1,00…2,00 мм

Принимаем  mn = 2,00 мм

5 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

[pic 23]

Принимаем .[pic 24][pic 25][pic 26]

6 Определяем число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

[pic 27]

Принимаем z1 = 26

Число зубьев колеса:

[pic 28]

7 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

[pic 29]

[pic 30]

8 Определяем геометрические размеры передачи, мм:

делительные диаметры:

[pic 31]

[pic 32]

фактическое межосевое расстояние:

[pic 33]

действительное значение угла наклона зубьев:

[pic 34]

диаметры вершин зубьев:  [pic 35]

[pic 36]

[pic 37]

диаметры впадин зубьев:

[pic 38]

[pic 39]

ширина колеса:

[pic 40]

 Принимаем ближайшее большее значение по ряду Rа20: [pic 41]

ширина шестерни:

[pic 42]

Принимаем по ряду Rа20 b1 = 36 мм

1.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Условие контактной прочности:

[pic 43]

где .[pic 44]

 Уточняем фактическую окружную скорость:

[pic 45]

Для колес назначаем 8–ую степень точности: = 1,1; = 1,0.[pic 46][pic 47]

При b2/d1 = 32/52,65 = 0,6 и симметричном расположении колес по таблице 1.6 определяем коэффициент: =1,02.[pic 48]

[pic 49]