- •Київський національний університет технологій та дизайну
- •Склад курсового проекту
- •1.Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
- •2.Розрахунок клинопасової передачі
- •3.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі одноступінчастого редуктора
- •4.Геометричний розрахунок валів циліндричного прямозубого редуктора
- •4.1.Розрахунок ведучого валу циліндричного прямозубого редуктора
- •4.2.Розрахунок веденого валу циліндричного прямозубого редуктора
- •5.Вибір і перевірний розрахунок підшипників
- •6.Вибір та перевірнийрозрахунок шпоночних з΄єднань
- •6.1.Ведучий вал:
- •6.2.Ведений вал:
- •Список літератури
3.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі одноступінчастого редуктора
П очаткові дані для розрахунку: потужність на валу ведучого колеса Р2=4,33кВт; кутова швидкість ведучого валу ω2=29,3 рад/с; передаточне число uц.р.=4,5; термін служби передачі t=10000 год.
Для передачі передбачається евольвентне зачеплення без зміщення.
Вибір матеріалу зубчастих коліс. Оскільки у завданні не вказано особливих вимог до габаритних розмірів передачі, вибираю матеріали із середніми механічними характеристиками: для шестерні – сталь 45, покращену, твердість НВ 230; для колеса – сталь 45, покращену, твердість на 30 одиниць нижче – НВ 200.
Допустиме контактне напруження:
,
де σHlimb=2HB+70 для вуглеводневих сталей із твердістю поверхонь зубів < HB 350 і термічною обробкою покращенням; zR=1; zv=1; припускаю, що v≤5 м/с.
Еквівалентне число циклів напруг при роботі передачі із змінним навантаженням:
Для шестерні
циклів.
де с – число однакових зубчастих колес, зачеплених з зубчастим колесом,що розраховується; n - частота обертання зубчастого колеса,яке розраховуємо; t – тривалість роботи передачі під навантаженням за розрахунковий період служби при роботі передачі зі змінними навантаженнями.
Для колеса
.
Базове число напружень:
при НВ 230; при НВ 200. Оскільки , то .
Коефіцієнт безпеки .
Для шестерні
МПа;
для колеса
МПа.
Оскільки різниця твердості зубів НВ2-НВ3=230-200=30 найбільша, то за розрахункове приймаємо менше із двох допустимих напружень, тобто МПа.
Коефіцієнт ширини вінця по між осьовій відстані приймаю:
.
Крутний момент на колесі: Т3=574,2 Н∙м.
Коефіцієнт нерівномірності розташування навантаження по мал.П.4 залежно від , таким чином, .
Міжосьова відстань:
, де - для прямозубих передач
мм.
Найближче стандартне значення міжосьової відстані відповідно до СТ СЭВ 229-75 мм.
Коловий модуль зачеплення приймаю, враховуючи, що мм
Приймаю за СТ СЭВ 310-76 мм.
Визначаю сумарне число зубів шестерні та колеса:
.
Число зубів шестерні
;
приймаємо , тоді число зубів колеса:
.
Уточнюємо передаточне число:
.
Розмежування із заданим:
.
Основні розміри шестерні й колеса:
Ділільні діаметри:
мм;
мм.
Перевірка:
мм.
Діаметри вершин зубів:
мм;
мм
Діаметри впадин
мм
Ширина колеса мм;
ширина шестерні мм.
Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру за формулою:
.
Колова швидкість передачі:
м/с.
При такій швидкості можна прийняти дев’ятий ступінь точності.
Виконуємо перевірний розрахунок зубів на вигин:
.
Допустиме напруження на згин визначаємо:
,
де SF=1,75 – коефіцієнт безпечності ;
- коефіцієнт довговічності; m=6 при НВ≤350; - базове число циклів напружень.
Межа витривалості зубів на згині, що відповідає базовому числу циклів напружень для Сталі 45 покращеної при твердості НВ≤350, :
для шестерні:
МПа
для колеса:
МПа.
Еквівалентне число циклів напружень
для шестерні : циклів;
для колеса: циклів.
В обох випадках , тому .
Коефіцієнт при односторонній дії навантаження.
Допустиме навантаження
для шестерні:
МПа;
для колеса:
МПа.
Знаходемо відношення , де YF визначається залежно від еквівалентного числа зубів :
для шестерні: ;
для колеса: .
Цим числом зубів при змішенні вихідного контура x = 0 відповідають коефіцієнти форми зуба , .
Для шестерні:
МПа;
для колеса:
МПа.
Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене співвідношення менше - коефіцієнт, що враховує перекриття зубів.
Коефіцієнт нахилу зубів: Yß = 1 – для прямозубої передачі.
Коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами: .
Коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження по ширині вінця зубчатого колеса при НВ<350 і : .
Коефіцієнт динамічного навантаження
.
Підставляючи знайдені значення в формулу, визначаю напруження згину в зубах колеса:
МПа;
.
Таким чином, МПа. Умова міцності виконується.
Сили, що діють у зачепленні:
колова:
Н.
радіальна:
Н.