- •Задание на курсовой проект по деталям машин Шифр кп 2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000пз
- •Содержание
- •Список использованных источников___________________________________________ введение
- •1. Кинематический расчет привода.
- •1.1. Определение недостающих геометрических параметров исполнительного механизма.
- •1.2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя.
- •1.2.1. Определяем номинальный вращающий момент на им:
- •1.2.3. Угловая скорость вращения вала им определяется по формуле:
- •1.2.4. Общий кпд находится как произведение кпд отдельных звеньев кинематической цепи:
- •1.2.5. Расчетная мощность электродвигателя:
- •1.2.6. Определим частоту вращения вала им:
- •1.2.7. Определим возможный диапазон общего передаточного числа кинематической схемы привода:
- •1.3. Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач.
- •1.3.1. Определение общего передаточного числа привода для двух вариантов электродвигателей:
- •1.3.2. Делаем разбивку передаточного числа редуктора по ступеням передач:
- •1.3.3. По полученным погрешностям принимаем:
- •1.3.5. Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик:
- •1.4. Составление таблицы исходных данных.
- •1.4.1. Составляем таблицу исходных данных:
- •2. Проектировочный расчет передачи.
- •2.2. Допускаемые контактные напряжения.
- •2.3. Допускаемые напряжения изгиба.
- •2.4. Выбор коэффициентов.
- •2.5. Расчет геометрии передачи.
- •2.5.1. Внешний окружной модуль:
- •2.6.2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе:
- •2.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.
- •3. Расчет тихоходной ступени редуктора.
- •3.1. Предварительные расчеты.
- •3.1.1. Выбор материала для зубчатых колес второй ступени редуктора:
- •3.1.2. Выбор допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес:
- •3.1.3. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев:
- •3.1.4. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой:
- •3.1.5. Выбор параметра :
- •3.1.6. Выбор наклона зуба:
- •3.2. Проектировочный расчет.
- •3.2.1. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:
- •3.2.2. Определяем ширину зубчатого венца:
- •3.2.3. Ориентировочное значение модуля:
- •3.4.2. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:
- •3.4.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •3.4.4. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •3.4.5. Расчет усилий зубчатого зацепления:
- •4. Расчет валов, подшипников и шпонок редуктора.
- •4.1.1. Выбор муфт.
- •4.1.2. Расчет шпонки входного вала на смятие.
- •4.1.3. Расчет шпонки промежуточного вала на смятие.
- •4.1.4. Расчет шпонки выходного вала на смятие.
- •4.2.1. Расчет входного вала на статическую прочность.
- •4 .2.2 Расчёт подшипников входного вала на долговечность.
- •4.3.1. Расчет вала промежуточной ступени редуктора на статическую прочность.
- •4.3.2 Расчёт подшипников промежуточного вала на долговечность.
- •4.4.1. Расчет выходного вала редуктора на статическую прочность.
- •4.4.2. Расчёт подшипников выходного вала на долговечность.
- •4.4.3. Расчет выходного вала на сопротивление усталости.
- •5. Рама
- •6. Расчет болтов крепления редуктора к раме
- •3.4.4. Расчет выходного вала на жесткость.
3.2.3. Ориентировочное значение модуля:
(мм) (3.20)
где: - диаметр шестерни, мм;
- ширина зубчатого венца колеса, мм;
- допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, МПа;
- вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то ;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение принимаем в зависимости от параметра по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;
- исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в , для которого число циклов перемен напряжений более . В данном случае .
Полученная расчетная величина модуля предварительна. Окончательное значение выбираем из таблицы стандартных значений:
Модуль , мм, по ГОСТ 9563–60
1 ряд |
1,5 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
6,0 |
8,0 |
10,0 |
2 ряд |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7,0 |
9,0 |
|
Таблица 3.1.
Окончательное принимаем
3.2.4. Определяем число зубьев шестерни по формуле:
(3.21)
где: — диаметр шестерни, мм;
- угол наклона зубьев, град.;
- модуль, мм.
Минимальное число зубьев равно:
(3.22)
Так как расчетное количество зубьев шестерни меньше минимального принимаем .
3.2.5. Определяем число зубьев колеса по формуле:
(3.23)
где: - число зубьев шестерни;
- передаточное число передачи.
3.3. Расчет геометрических и кинематических параметров передачи.
3.3.1. Определяем делительное межосевое расстояние по формуле:
(3.24)
где: - число зубьев шестерни;
- число зубьев колеса;
- угол наклона зубьев, град.;
- модуль, мм.
Начальное межосевое расстояние выбираем равным 135 мм, т.е.
3.3.2. Определяем угол наклона зубьев по формуле:
(3.25)
где: - число зубьев шестерни;
- число зубьев колеса;
- начальное межосевое расстояние, мм;
- модуль, мм.
3.3.3. Определяем основной угол наклона зуба по формуле:
(3.26)
где: - угол наклона зубьев, град.;
3.3.4. Определяем делительный угол профиля в торцевом сечении:
(3.27)
где: - угол наклона зубьев, град.;
3.3.5. Определяем угол зацепления при выполнении передачи со смещением:
(3.28)
3.3.6. Коэффициент суммы смещений:
(3.29)
где: - смешение исходного контура шестерни, мм;
- смешение исходного контура колеса, мм.
3.3.7. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:
(3.30)
где: - начальное межосевое расстояние, мм;
- передаточное число передачи.
3.3.8. Определяем начальный диаметр колеса по формуле:
(3.31)
где: - начальное межосевое расстояние, мм;
- передаточное число передачи.
Уточненное значение ширины зубчатого венца:
3.3.9. Коэффициенты воспринимаемого и уравнительного смещений:
(3.32)
3.3.10. Определяем делительный диаметр шестерни по формуле:
(3.33)
где: - число зубьев шестерни;
- модуль, мм.
3.3.11 Определяем делительный диаметр колеса по формуле:
(3.34)
где: - число зубьев колеса;
- модуль, мм.
3.3.12. Определяем диаметр вершин зубьев шестерни по формуле:
(3.35)
где: - коэффициент смещения исходного контура шестерни;
- модуль, мм;
- коэффициент уравнительного смещения;
- делительный диаметр шестерни, мм.
3.3.13 Определяем диаметр вершин зубьев колеса по формуле:
(3.36)
где: - коэффициент смещения исходного контура шестерни;
- модуль, мм;
- коэффициент уравнительного смещения;
- делительный диаметр колеса, мм.
3.3.14. Определяем диаметр впадин шестерни по формуле:
(3.37)
где: - коэффициент смещения исходного контура шестерни;
- модуль, мм;
- делительный диаметр шестерни, мм.
3.3.15. Определяем диаметр впадин колеса по формуле:
(3.38)
где: - коэффициент смещения исходного контура шестерни;
- модуль, мм;
- делительный диаметр колеса, мм.
3.3.16. Определяем основной диаметр шестерни по формуле:
(3.39)
где: - делительный угол профиля в торцевом сечении;
- делительный диаметр шестерни, мм.
3.3.17. Определяем основной диаметр колеса по формуле:
(3.40)
где: - делительный угол профиля в торцевом сечении;
- делительный диаметр колеса, мм.
3.3.18. Определяем коэффициент торцевого перекрытия по формуле:
(3.41)
где: - угол зацепления при выполнении передачи со смещением;
- диаметр вершин шестерни, мм;
- диаметр вершин колеса, мм;
- основной диаметр шестерни, мм;
- основной диаметр колеса, мм;
- число зубьев шестерни;
- число зубьев колеса.
3.3.19. Определяем коэффициент осевого перекрытия по формуле:
(3.42)
где: - угол наклона зубьев, град.;
- модуль, мм;
- ширина зубчатого венца колеса, мм.
3.3.20. Определяем суммарный коэффициент перекрытия по формуле:
(3.43)
где: - коэффициент торцевого перекрытия;
- коэффициент осевого перекрытия.
3.3.21. Определяем окружную скорость по формуле:
(3.44)
где: - делительный диаметр шестерни, мм;
- частота вращения шестерни, об/мин.
3.3.22. Определяем эквивалентное число зубьев шестерни по формуле:
(3.45)
где: - число зубьев шестерни;
- угол наклона зубьев, град.
3.3.23. Определяем эквивалентное число зубьев колеса по формуле:
(3.46)
где: - число зубьев колеса;
- угол наклона зубьев, град.
3.4. Проверочные расчеты передачи.
3.4.1. Проверочный расчет на контактную выносливость:
(3.47)
где: - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.
Для стальных передач при , ;
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
(3.48)
где: - угол зацепления при выполнении передачи со смещением;
- делительный угол профиля в торцевом сечении;
- основной угол наклона зуба.
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
(3.49)
где: - коэффициент торцевого перекрытия.
- окружная сила на делительном цилиндре, Н:
(3.50)
где: - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее . В данном случае ;
- делительный диаметр шестерни, мм.
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи(выбирается по таблице):
Твердость поверхностей зубьев по Виккерсу |
Вид зубьев |
Значение коэффициента |
или
|
Прямые
Косые |
0,06
0,02 |
и
|
Прямые
Косые |
0,14
0,04 |
Таблица 3.2.
Так как передача прямозубая и твердость колеса менее 350 единиц по Виккерсу, то принимаем .
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:
Значение коэффициента
Модуль ,мм |
Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81 |
|||||
|
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
до 3,5 |
2,8 |
3,8 |
4,7 |
5,6 |
7,3 |
10,0 |
св. 3,5 до 10 |
3,1 |
4,2 |
5,3 |
6,1 |
8,2 |
11,0 |
св. 10 |
3,7 |
4,8 |
6,4 |
7,3 |
10,0 |
13,5 |
Таблица 3.3.
Так как модуль менее 3,5 мм и выбранная степень точности - 8 , то
- удельная окружная динамическая сила, Н/мм:
(3.51)
где: - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
- окружная скорость, м/с;
- начальное межосевое расстояние, принятое для изготовления передачи, мм;
- передаточное отношение передачи.
Значение коэффициента
Модуль ,мм |
Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81 |
|||||
|
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
до 3,5 |
85 |
160 |
240 |
380 |
700 |
1200 |
св. 3,5 до 10 |
105 |
194 |
310 |
410 |
880 |
1500 |
св. 10 |
150 |
250 |
450 |
590 |
1050 |
1800 |
Таблица 3.4.
Так как модуль менее 3,5 мм и выбранная степень точности - 8 , то
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:
(3.52)
где: - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;
- окружная сила на делительном цилиндре, Н;
- ширина зубчатого венца колеса, мм.
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:
(3.53)
где: - делительный диаметр шестерни, мм;
при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента;
- ширина зубчатого венца колеса, мм.
- коэффициент, учитывающий приработку зубьев:
(3.54)
где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни;
- окружная скорость, м/с;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
(3.55)
где: - коэффициент, учитывающий приработку зубьев;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Так как передача прямозубая, то принимаем .
Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (3.47) и вычисляем напряжения:
Напряжения, полученные при расчете от действия реальной нагрузки, возникающей в процессе работы, меньше допустимых.