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 – 60
Число обертів , - 200
Передавальне число і – 5,5
Перевантаження % - 200
Ступінь точності передачі – 7
Кут нахилу зубця косозубої передачі - 18º
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 35 (термообробка - нормалізація і твердість – 160 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
35, нормалізація

Тип передачі
Зубчаста

Міжосьова відстань, мм


Ступінь точності передачі
7

Кількість зубців:
шестерні
колеса


Модуль нормальний, мм
m = 0,7

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

1006095ЮТ
5
13
4
895
335

Одностороння маточина:

Зовнішній діаметр маточини:

Шпонкове кріплення:
b = 2 мм
h = 2 мм
t = 1,2 мм
t1 = 1,0 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.