ЗМІСТ Завдання………………………………………………………………….…………… 2 1. Вступ……………………………..……………………………………………. 3 2. Проектний розрахунок на витривалість зубців при згині…………………...3 2.1. Розрахунок допустимого напруження на згин …………………………... 4 2.2. Визначення геометричних розмірів зубчастих коліс……………....................5 2.3. Сили , що діють в зачепленні передачі……….…………….............................. 6 2.4. Основні параметри зубчастого зачеплення циліндричної передачі ………… 7 2.5.Перевірний розрахунок на контактну міцність активних поверхонь зубів.................................................................................................................................. 8 3. Розрахунок валу на статичну міцність та втому……………………….…….10 3.1. Розрахунок напружень у небезпечному перерізі………………………………12 4. Розрахунок підшипників кочення……………………………………………. 13 Література……………………………………………………………………………… 15 Вихідні дані: Потужність , Вт – 25 Число обертів , - 200 Передавальне число і – 4 Перевантаження % - 225 Ступінь точності передачі – 7 Кут нахилу зубця косозубої передачі - 15º Тривалість роботи передачі, год – 3000 Обсяг завдання Пояснювальна записка Вибір матеріалів коліс; Визначення модуля зачеплення передачі з умови міцності; Визначення ККД; Перевірка модуля за контактними напруженостями; Визначення геометричних розмірів передачі; Визначення зусиль, діючих на вали та опори; Розрахунок та конструювання валів; Вибір підшипників кочення за ДСТ. Графічна частина Виконати робочі креслення веденого колеса та валів. 1.Вступ Як матеріал для колеса вибираю сталь 45 (термообробка - нормалізація і твердість – 180 НВ); а для шестерні – сталь У8А (термообробка – об’ємне гартування, твердість – 320 НВ). Кількість зубців колеса:
Кутова швидкість ведучого вала: (рад/с); Кутова швидкість веденого вала: (рад/с); Крутний момент, який передається колесом:
Приймаю коефіцієнт - з конструктивних міркувань. Тоді знаходжу
Проектний розрахунок на витривалість зубців при згині Визначаю орієнтовне значення модуля (мм) при заданому параметрі за формулою:
де - допоміжний коефіцієнт:
Виходячи з таблиць: Коефіцієнт нахилу зубців - ; Коефіцієнт перекриття зубців - ; Коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями - ; Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження за шириною вінця зубчастого колеса - ; Щоб визначити коефіцієнт динамічності навантаження спочатку розраховую колову швидкість за формулою –
Отже коефіцієнт динамічності - ; Коефіцієнт форми зубця , який вибирається з таблиці залежно від еквівалентної кількості зубців
2.1.Розрахунок допустимого напруження на згин визначається за формулою: , де - границя витривалості при згині для базової кількості циклів навантаження і визначається за формулою: ; а коефіцієнт безпеки - ; Для визначення необхідно знайти еквівалентну кількість циклів навантажень , яка відповідає робочій кількості циклів передачі з постійним режимом навантаження: , де с – кількість зубчастих коліс, які одночасно знаходяться в зачепленні з колесом, що розраховуються; n – частота обертання колеса, яке розраховується; t – тривалість роботи передачі під навантаження за розрахунковий час роботи:
Базова кількість циклів - . Отже коефіцієнт довговічності :
Якщо - кількість зубчатих коліс зчеплених з шестернею. Тоді Отже модуль буде
При подальшому розрахунку, якщо - нерівність не виконується, тому приймаємо . 2.2.Визначення геометричних розмірів зубчастих коліс Діаметри початкових кіл:
Висота головки зубця:
Висота ніжки зубця:
Повна висота зубця:
Діаметри кіл виступів:
Діаметри кіл западин:
Міжосьова відстань передачі:
Ширина зубчастого вінця:
2.3. Сили, що діють в зачепленні передачі. Колова сила:
Радіальна сила:
Осьова сила: . 2.4.Основні параметри зубчастого зачеплення циліндричної передачі Найменування параметра і одиниці вимірювання Позначення параметра і його значення
Потужність на вхідному валі,Вт
Кутова швидкість вала, рад/с: ведучого веденого
Номінальний момент на валу, Н · м: ведучого веденого
Матеріал: шестерні колеса
У8А, об’ємне гартування 45, нормалізація
Тип передачі Зубчаста
Міжосьова відстань, мм
Ступінь точності передачі 7
Кількість зубців: шестерні колеса
Модуль нормальний, мм m = 0,6
Кут нахилу зубців, град
Напрям зубців Косозубий
Ділильний діаметр, мм: шестерні колеса
Ширина вінця шестерні, мм
Ширина вінця колеса, мм
Сили в зачепленні, Н: колова радіальна осьова
2.5.Перевірний розрахунок на контактну міцність активних поверхонь зубів Цей розрахунок проводиться за формулою: , Де і - розрахункове та допустиме значення контактних напружень, МПа; - крутні моменти на шестерні та колесі, Н·м; - ділильний діаметр шестерні та ширина зубчастого вінця, мм; і – передаточне число передачі; - коефіцієнт, що враховує властивості матеріалів спряжень зубців шестерні і колеса (пружна стала); - коефіцієнт форми спряжень поверхонь зубців в полюсі зачеплення: ; - коефіцієнт сумарної довжини контактної лінії спряжень зубців:
- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями в косозубій передачі; - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження за довжиною контактних ліній внаслідок похибок в зачепленні і деформації зубців; - коефіцієнт динамічного навантаження, що виникає в зачепленні. Отже, розрахункове значення контактних напружень :
Як допустиме контактне напруження приймають менше значення з двох отриманих за залежностями:
де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, яка відповідає базовій кількості циклів навантаження :
- коефіцієнт безпеки; - коефіцієнт довговічності:
Висновок: розрахунок проведено правильно. 3.Розрахунок валу на статичну міцність та втому
Визначаю :
Приймаю діаметри вала:
Підшипники кулькові радіальні однорядно-опорний позначення d, мм D, мм B, мм C, мм , мм
102 15 32 9 5590 2500
Одностороння маточина:
Зовнішній діаметр маточини:
Шпонкове кріплення: b = 3 мм h = 3 мм t = 1,8 мм t1 = 1,4 мм. Визначаю реакції опор вала:
Згинальні моменти в XOZ:
Згинальні моменти в XOY:
Сумарний згинальний момент:
3.1.Розрахунок напружень у небезпечному перерізі
Висновок: вал розраховано правильно. 4.Розрахунок підшипників кочення Визначаю осьові та радіальні навантаження підшипників з умов рівноваги сил:
Призначаю тип підшипника: кульковий однорядний радіально-опорний Підшипники вибирають за найбільшим навантаженням, яке в даному випадку сприймається лівою опорою. Цю опору роблю нерухомою, для того, щоб вона сприймала осьові сили. За діаметром вала під підшипник d = 5 мм приймаю за каталогом підшипник №1006095ЮТ, однорядний радіально-опорний особливо легкої серії. Зовнішній діаметр D = 13 мм, ширина B = 4 мм, динамічна вантажність С = 895 H, статична вантажність С0 = 335 H. Виконую перевірний розрахунок підшипника. Відповідно до ГОСТ приймаю такі значення параметрів: V=1, оскільки обертається внутрішнє кільце підшипника, а зовнішнє нерухоме; - умови роботи звичайні; - робоча температура не перевищує 100ºС. Значення параметрів X, Y залежить від параметра е; розраховую його значення за формулою:
Відношення , отже, , а . Визначаю розрахункові значення динамічного навантаження :
Визначаю довговічність підшипника за формулою:
Висновок: оскільки , то прийнятий підшипник №1006095ЮТ нормально працюватиме протягом заданого терміну служби. Література Красковский Е.Я., Дружинин Ю.А. Расчет и конструирование механизмов приборов и вичислительних систем: Учеб. пособие для приборостроит. спец. вузов. – М.:Висш. шк., 1991. – 480 с. Артоболевский И.М. Терия механизмов и машин. – М.: Наука. 1988. Соломахо В.Л. и др. Справ очник конструктора-приборостроителя. Детали и механізми приборов. – М.: Висш. шк., 1990. – 440 с. Підшипники качения: Справочник-каталог/Под. ред.. В.Н. Нарашкина и Р.В. Коросташевского – М.: Машиностроение, 1984. – 280 с.
