- •Результати розрахунків
- •1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу
- •2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі
- •3. Розрахунок валів редуктора
- •3.1. Розрахунок ведучого вала редуктора
- •3.2. Визначення параметрів веденого вала редуктора
- •4. Розрахунок підшипників редуктора
- •4.1. Розрахунок підшипників ведучого вала
- •4.2. Визначення параметрів підшипників веденого вала
- •5. Розрахунок плоскопасової передачі
- •6. Коротка характеристика редуктора
- •Специфікація для циліндричного редуктора Специфікація для циліндричного редуктора (продовження)
2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі
Проектний розрахунок проводиться для попереднього визначення розмірів зубчастої передачі.
Дані для розрахунку:
- обертовий момент на ведучому валу редуктора, T1=71,0 Н· м;
- частота обертання ведучого вала редуктора, n1=632,61 хв-1;
- передаточне число зубчастої передачі, uзп=4,0.
Матеріали для зубчастих коліс. На підставі рекомендованих марок сталей, які використовуються для виготовлення зубчастих коліс [5],[7], вибираємо такі сталі:
- для шестерні - сталь 40Х з твердістю за шкалою Роквелла HRC1 =48;
- для колеса - сталь 55 з твердістю за шкалою Брінеля HB2 =390 daH/мм2 ;
Міжосьова відстань зубчастої передачі аw визначається з умови забезпечення контактної витривалості зубців передачі і розраховується за формулою
аw= kа · (uзп+1)· ,
де kа - коефіцієнт, який для прямозубої передачі приймається kа =495;
Т1Н - розрахунковий обертовий момент, який приймаємо
Т1Н = T1= 71,0 Н· м;
kHβ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця; при виконанні курсової роботи приймаємо kHβ =1,08;
ψba - коефіцієнт ширини зубчастих коліс, значення якого регламентується стандартом. При виконанні курсової роботи коефіцієнт ψba можна вибирати з таких рекомендованих значень: 0,315; 0,4; 0,5; 0,63. Приймаємо ψba = 0,4;
σHP -допустиме контактне напруження при розрахунку зубчастої передачі.
Для шестерні і зубчастого колеса напруження σHPі визначаються за формулою
σHPі = 0,9· · ZNі,
де σНlimі - границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та зубчастого колеса, які визначаємо за формулами:
σНlim1=17·HRC1+200 =17·48+200 = 1016 H/мм2;
σНlim2=2·HB2+70 =2·390+70 = 850 H/мм2;
SHminі - мінімальні коефіцієнти запасу міцності, які при відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та зубчастого колеса приймаються рівними
SHmin1= SHmin2=1,1;
ZNі - коефіцієнти довговічності, які, з метою спрощення розрахунків, наближено визначаються за залежностями:
ZN1 = 0,95+0,03·N; ZN2 = 1,0+0,02·N,
де N - номер варіанта завдання на курсову роботу.
У методичних вказівках розрахунки проведені для 0 - го номера варіанта, а тому:
ZN1 = 0,95; ZN2 = 1,0.
Тоді допустимі контактні напруження:
для шестерні
σHP1= 0,9· · ZN1 =0,9· · 0,95 = 789,7 H/мм2;
для зубчастого колеса
σHP2= 0,9· · ZN2 =0,9· ·1,0 = 695,5 H/мм2.
За розрахункове значення допустимого контактного напруження приймається менше з цих двох значень, тобто
σHP = min (σHP1; σHP2) = min (789,7; 695,5) = 695,5 H/мм2.
Міжосьова відстань прямозубої зубчастої передачі
аw=kа·(uзп+1)· =495·(4,0+1)· =114,5 мм.
За табл. Д1.1 (див. додаток 1) обираємо аw=125 мм.
Модуль m зубчастих коліс визначається в залежності від твердості робочих поверхонь зубців шестерні і колеса [5], [7]. Для вибраних вище матеріалів шестерні і колеса твердість складає:
шестерня - НRС1=48 (НВ1=432 dаН/мм2);
зубчасте колесо - НВ2=390 dаН/мм2.
Для цих значень твердості модуль розраховується за формулою
m =(0,0125…0,025) · аw =(0,0125…0,025) · 125 = 1,56…3,13 мм.
Примітки: аw за табл. Д1.1 вибирається найближче більше від розрахункового. Формули для розрахунку модуля для інших значень твердості наведені в [5],[7].
Приймаємо стандартний модуль m = 2 мм (табл. Д1.2, додаток 1).
Кількість зубців шестерні та колеса визначаємо за формулами:
z1 = = 25,0.
Приймаємо z1 = 25.
Примітка: Число зубців не може бути меншим, ніж 17, за умовою відсутності підрізання.
z2 = z1·uзп = 25·4,0 = 100,0.
Приймаємо z2 = 100.
Перевіряємо відповідність міжосьової відстані вибраному стандартному значенню (аwст = 125 мм)
aw = =125 мм.
Примітка: Для вибору та взаємного узгодження параметрів aw, uзп, m, z1 і z2 для прямозубих передач можна скористатися таблицями, наведеними в методичних вказівках [12].
Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа зубчастої передачі від стандартного (стандартні значення передаточних чисел uст наведені в додатку 1, табл. Д1.3). Фактичне передаточне число
uф = = 4,0.
∆u = ·100% = % =0,0%,
що допускається, оскільки при uст≤ 4,5 допустиме відхилення складає ∆u≤2,5%.
Примітка: Допустимі значення відхилень: u 2,5% при u 4,5 ; u 4% при u > 4,5.
Параметри зубчастих коліс і передачі:
ділильні діаметри:
d1 = m·z1 = 2·25 = 50 мм;
d2= m·z2 = 2· 100 = 200 мм;
діаметри вершин зубців:
da1 = d1+2·m = 50+2·2 =54 мм;
da2 = d2+2·m = 200+2·2 =204 мм;
діаметри впадин зубців:
df1 = d1 - 2·1,25·m = 50 - 2·1,25·2 = 45 мм;
df2 = d2 - 2·1,25·m = 200 - 2·1,25·2 = 195 мм;
ширина зубчастих вінців колеса та шестерні:
bк (bw) = ψba· aw = 0,4 · 125 = 50 мм ;
bш = bк + 4 = 50 + 4= 54 мм.