- •Содержание
- •1. Разработка кинематической схемы привода
- •1.1 Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода с цилиндрическим редуктором (рис.1)
- •1.2 Условия эксплуатации
- •1.3 Срок службы приводного устройства
- •2. Выбор электродвигателя кинематический расчет привода
- •2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2.2 Определяем общее передаточное число привода по формуле:
- •3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
- •4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •4.1 Определяем межосевое расстояние по формуле:
- •4.2 Определяем модуль зацепления
- •4.9 Пригодность заготовок колес.
- •4.10 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:
- •4.11 Проверяем зубья колес на напряжение изгиба
- •5. Расчет открытой поликлиноременной передачи
- •6. Эскизное проектирование валов редуктора
- •6.1 Нагрузки валов.
- •6.2 Выбор материала валов.
- •6.3 Выбор допускаемых напряжений на кручении [1]
- •6.4 Определяем геометрические параметры ступеней валов.
- •6.5 Предварительный выбор подшипников качения.
- •6.6 Разработка чертежа общего вида редуктора [1]
- •7. Расчетная схема валов редуктора
- •7.1 Определение реакций в опорах подшипников.
- •8. Проверочный расчет подшипников
- •8.1 Подбор подшипников для быстроходного вала.
- •8.2 Подбор подшипников для тихоходного вала.
- •8.3 Схема нагружения подшипников.
- •9. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •9.1 Согласно таблице 10.2 [1] рассчитываем конструктивные элементы зубчатого колеса:
- •9.2 Конструирование валов.
- •9.3 Выбор соединений.
- •9.4 Конструирование подшипниковых узлов.
- •9.5 Крышки подшипниковых узлов.
- •9.6 Уплотнительные устройства.
- •9.7 Конструирование корпуса редуктора.
- •9.8 Конструирование шкивов ременной передачи.
- •9.9 Смазывание. Смазочные устройства.
- •10. Расчет технического уровня редуктора
- •10.1 Определяем массу редуктора по формуле:
- •10.2 Определяем критерий технического уровня редуктора, по формуле:
- •11. Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
- •11.3 Проверочный расчет валов.
- •Список использованных источников
- •Курсовой проект по предмету детали машин
4.2 Определяем модуль зацепления
m ≥ (4.2)
где
Кm - коэффициент модуля, для прямозубых колес Кm = 6,8;
d2 – делительный диаметр колеса, мм.
d2 = (4.3)
d2 == 256 мм.
b2 – ширина венца колеса, мм.
b2 = (4.4)
b2 = 0,315 * 160 = 50 мм.
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2
[σ]F = 308 Н/мм2
тогда
m = = 1,5 мм.
Принимаем модуль зацепления из стандартного ряда m = 1,5 мм.
4.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
(4.5)
4.4 Определяем число зубьев шестерни
z1 = (4.6)
z1 =
4.5 Определяем число зубьев колеса
(4.7)
z2 = 213 – 43 = 170
4.6 Определяем фактическое передаточное число
Uф = (4.8)
Uф = = 4,1
Проверяем отклонение фактического от заданного передаточного числа:
ΔU = * 100% ≤ 4% (4.9)
ΔU = * 100% = 2,5% < 4%
Отклонение передаточного числа в пределах нормы
4.7 Определяем фактическое межосевое расстояние
aw = (4.10)
aw = = 160 мм.
4.8 Определяем основные геометрические параметры передачи
4.8.1 Определяем делительные параметры
а) шестерни
d1 = z1 * m (4.11)
d1 = 43 * 1,5 = 64,5 мм.
б) колеса
d2 = (4.12)
d2 = 1,5*170 = 255 мм.
4.8.2 Определяем диаметр окружностей вершин зубьев
а) шестерни
da1 = d1 + 2m (4.13)
da1 = 64,5 + 2 * 1,5 = 67,5 мм.
б) колеса
da2 = d2 + 2m (4.14)
da2 = 255 + 2 * 1,5 = 258 мм.
4.8.3 Определяем диаметры окружностей впадин зубьев
а) шестерни
df1 = d1 – 2,4 * m (4.15)
df1 = 64,5 – 2,4 * 1,5 = 60,9 мм.
б) колеса
df2 = d2 – 2,4 * m (4.16)
df2 = 255 – 2,4 * 1,5 = 251,4 мм.
4.8.4 Определяем ширину шестерни
b1 = b2 + (2…4) (4.17)
b1 = 50 + 4 = 54 мм.
4.9 Пригодность заготовок колес.
Условия пригодности заготовок колес:
Dзаг ≤ Dпред; Cзаг (Sзаг)≤ Sпред
4.9.1 Диаметр заготовки шестерни
Dзаг = da1 + 6 (4.18)
Dзаг = 67,5 + 6 = 73,5 мм.
4.9.2 Толщина диска или обода заготовки колеса
Cзаг = 0,5 * b2; Sзаг = 8 * m (4.19); (4.20)
Cзаг= 0,5 * 50 = 25 мм.
Sзаг = 8 * 1,5 = 12 мм.
Принимаем Sзаг = 12 мм.
4.9.3 По таблице 2.1 [3] находим предельные значения
Dпред = 125 мм.; Sпред = 80 мм.
Согласно условию пригодности заготовок колес
73,5 < 125; 12 < 80
- неравенства выполняются, материалы колес и вид термической обработки выбран верно.
4.10 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:
= ≤ (4.21)
где
К – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес. К = 436;
Ft – окружная сила в зацеплении, определяется по формуле
Ft (4.22)
Ft = = 3,37 кН;
КHα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КHα = 1;
КHv – коэффициент динамичной нагрузки, КHv = 1,2.
тогда по формуле 4.21
σН = = 554 Н/мм2
Допускаемая недогрузка передачи не более 10% и перегрузка до 5%
ΔσН = * 100% (4.23)
ΔσН =* 100% = 5,6% < 10%
Условия недогрузки выполняются.