- •1.Задание на проектирование Вариант №1.
- •2. Введение
- •3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода
- •4. Расчёт зубчатой передачи редуктора
- •5Расчёт открытой прямозубой зубчатой передачи.
- •6. Проектный расчет валов
- •7. Конструктивные размеры зубчатой пары.
- •7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
- •8.Первый этап компоновки редуктора
- •9. Проверка долговечности подшипников
5Расчёт открытой прямозубой зубчатой передачи.
5.1 Общие сведения
Зубчатая передача состоит из двух колёс, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесоотносят к обоим колёсам передачи. Жесткая связь обоих колёс исключает какое любо проскальзывание.
5.2 Выбор материалов
Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 45 (улучшения) с механическими характеристиками:
Для колеса Н/мм2 ;
Для шестерни Н/мм2
5.3Определяем допускаемые критические напряжения.
шестерня Н/мм2;
колеса Н/мм2;
= = МПа;
Где – принимаем 1, = 1,15 - коэффициент безопасности.
5.4Определяем межосевое расстояние.
а = =
= = = 0,05241 × 1980 = 103,772 мм;
Где = для прямозубых 49.5 , = 1,1 – взято из таблицы 7 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”) , = 31,2 Н∙м- крутящий момент на валу,u1= 3 –передаточное отношение зубчато открытой передачи, = 0,125 - коэффициент ширины колеса.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81: а = 125 мм.
5.5 Модуль зацепления.
Нормальный модуль зацепления принимаю по следующей рекомендации: m= Принимаем по ГОСТ 9563 – 80,
m= 2,98 мм.
5.6 Определяем Суммарное число зубьев.
z = z +z
z =
5.6.1Определяем число зубьев шестерни и колеса.
z =
z = z - z = 63
u =
Принимаю стандартное передаточное отношение в соответствии с ГОСТ 2185-21, u= 3.
5.7Проверка межосевого расстояния.
= 0,5 = 125,16 мм
5.8 Геометрические параметры передачи.
Ширина зубчатого колеса: b = ×а = 0,125 × 125 = 15,625 мм;
Ширина шестерни: b = b + мм.
Диаметры делительные:
d = z ×m = 21 × 2,98 = 62,58 мм;
d = z ×m = 63 × 2,98 = 187,74 мм.
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d + 2m = 62,58 + 5,96 = 68,54 мм;
da2 = d + 2m = 187,74 + 5,96 = 193,7 мм.
Диаметры впадин зубьев:
Для шестерни: df1=d1-2,4m=62,58-7,152=55,428 мм;
Для колеса: df2=d2-2,4m=187,74-7,152=180,588 мм.
Коэффициент шестерни по диаметру:
= = .
Назначение степени точности передачи.
ν = 0,5×ω ×d - скорость зубчатых колёс.
ν = 0,5 × ×62,58 = 3,1 м/с.
По таблице 8 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”) определяем степень точности – 8, окружная скорость 1,05 м/с.
5.9 Силы в зацеплении передачи.
1) Окружная сила: Ft2=2T2 d1=2∙103∙ 88 62,58=2812,4 H,
5.10 Проверка контактных напряжений.
= K × К × К - коэффициент нагрузки.
Где: K = 1,1 – взят из таблицы 7 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”), К = 1,05м/с – взят из таблицы 8 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”), К = 1.
= 1,1 × 1,05 × 1 = 1,155
b = ×а = 0,125×125 = 15,625 мм
σ = × ≤
σ = 2,48 × 96,04 = 238,18МПа
5.11 Проверка напряжений изгиба.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
F=FtKFYFKFa bmn≤[ F]
KF=KF𝛽KFv -- коэффициент нагрузки. KF𝛽 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, который выбирается по таблице 10.8(учебник Иванова). При =0,3, твердости HB≤350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF𝛽=1.
KFv—коэффициент динамичности, который в зависимости от окружной скорости и термообработки выбирается по таблице 11. KFv=1,1.
Таким образом, коэффициент:
KF=1 ∙1,1=1,1;
На ст.52 по таблице определяем: YF1=4,09 и YF2=3,62.
Допускаемое напряжение: [𝜎F]=𝜎0Flimb [SF]
По таблице 12 для стали 45 улучшенной при твёрдости HB≤350, 𝜎0Flimb=1,8HB.
Для шестерни 𝜎0Flimb=1,8∙230=414 МПа;
Для колеса 𝜎0Flimb=1,8∙200=360 МПа.
[SF]=[SF]'[SF]" – коэффициент безопасности, где [SF]'=1,75, [SF]"=1. Следовательно, [SF]=1,75.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [𝜎F1]=414 1,75=236,6 МПа;
Для колеса [𝜎F2]=360 1,75=205,7 МПа.
Находим отношения [𝜎F] YF для шестерни: 236,6 4,09=57,8 МПа, для колеса 205,7 3,62=56,8 МПа.
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты KFa по формуле:
KFa=4+(εа-1)(n-5) 4εа.
Где εа – коэффициент торцового перекрытия, n – степень точности.
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εа=1,5 и 8-й степени точности KFa=0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
F=FtKFYFKFa bmn≤[ F]
F1=2812,4 ∙1,1∙4,09∙0,92 15,625 ∙2,98=250 МПа.