- •96Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
- •Курсовой проект
- •Пояснительная записка
- •Содержание
- •Введение
- •1 Кинематический и силовой расчет привода
- •2 Допускаемые напряжения при расчете зубчатой передачи
- •3 Расчет геометрических параметров и проверка прочности зцкп
- •4 Расчет валов
- •Из расчетов видно, что данная муфта подходит, т.К. Расчетные напряжения смятия и изгиба меньше допустимых.
- •5 Подбор подшипников качения
- •6 Расчет шпоночных соединений
- •7 Расчет цепной передачи
3 Расчет геометрических параметров и проверка прочности зцкп
Определяем предварительный диаметр шестерни:
, (9)
где Кd - коэффициент равный 680 МПа для зубчатых цилиндрических косозубых передач, если колёса изготовлены из стали; - коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям. =1,03 ([1], с. 130, рис. 8.15); - коэффициент ширины колеса. Выбираем по рекомендации (примем его равным 0,9 [2, с. 116]).
Подстановкой известных параметров в формулу (9) получаем
,
Рассчитываем ширину колеса
Для расчёта модуля зацепления по рекомендации ([1], с. 137, табл.8. 5) выбираем коэффициент . Далее считаем и из стандартного ряда модулей ([4], табл. 6) принимаем значение нормального модуля зацепления ближайшее к полученному значению при расчёте:
→
Из интервала рекомендуемых углов 8º - 16º принимаем угол наклона зубьев колес передачи =12º. Тогда окружной модуль передачи равен:
Определяем число зубьев шестерни
.
Число зубьев колеса
.
Уточняем передаточное число передачи
Определяем диаметры шестерни и колеса:
Определяем межосевое расстояние передачи:
Для обеспечения стандартного межосевого расстояния =280 мм ([4], табл. 5), изменяем число зубьев, т. к. расчётное межосевое расстояние отличается от стандартного более 1-го мм. Выбираем число зубьев шестерни =41; а число зубьев колеса =203. Проверим отклонение передаточного числа:
что допускается до 4%
Тогда
В этом случае межосевое расстояние равно:
.
.
Далее уточняем угол наклона зубьев и соответственно другие параметры:
;
;
.
Далее выполняем проверку прочности спроектированной передачи.
Основной расчёт при проверке проводят, определяя контактные напряжения в зацеплении по формуле:
(10)
где - коэффициент, учитывающий кривизну боковой поверхности зуба; - коэффициент, учитывающий механические свойства материала колёс; -коэффициент, учитывающий длину линии контакта в зацеплении; -удельное расчётное окружное усилие по контактным напряжениям.
Определяем:
- для стальных колес;
, (11)
где =1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;- коэффициент перекрытия, учитывающий продолжительность однопарного зацепления зубьев во время работы. Определим его по формуле:
Подстановкой известных параметров в формулу (11) получаем:
.
Удельное расчётное окружное усилие определим по формуле:
(12)
где – окружное усилие в зацеплении. Определяем по формуле:
- коэффициент динамической нагрузки. Выбираем по степени точности передачи (9-я степень точности в редукторах общего назначения), по типу передачи, по твёрдости зубьев и по окружной скорости вращения шестерни.
Определим окружную скорость:
,
По таблице ([1], с. 132, табл. 8.3) выбираем коэффициент динамической нагрузки =1,06.
Подстановкой известных параметров в формулу (12), а после в формулу (10) получаем:
;
;
Проведём проверку шестерни и колеса по напряжениям изгиба.
Для шестерни
(13)
где - коэффициент формы зуба. Выбирают по графику ([1], с. 140, рис. 8.20) в зависимости от эквивалентного числа зубьев . Эквивалентное число зубьев шестерни равно
по указанному графику =3,75;
- удельное расчетное окружное усилие при изгибе.
=1,075 ([1],с. 130, рис. 8.15);= 1,12 ([1], с. 132, табл. 8.3).
Тогда
.
Подстановкой известных параметров в формулу (13) получаем
Аналогичный проверочный расчёт по напряжениям изгиба проведем для колеса.
Таким образом, прочность спроектированной передачи обеспечивается по контактным и изгибным напряжениям.
Теперь определим и другие действующие усилия в зацеплении, и оставшиеся ненайденными геометрические параметры: