- •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.
4 .2.2 Расчёт подшипников входного вала на долговечность.
Роликовые конические однорядные, легкой серии 7206А ГОСТ 27365-87.
Диаметр посадочных поверхностей вала d=30 мм.
Грузоподъёмность
7207A ГОСТ 27365-87.
Диаметр посадочных поверхностей вала d=35 мм.
Грузоподъёмность
Ресурс привода ч.
Максимально длительно действующие силы Ra=629,42Н, Rb=297,88Н, FX1=48,62Н.
где -осевая сила,
Ra и Rb –суммарные реакция на опорах.
Осевые состовляющие от радиальных нагрузок:
(4.22)
Определим осевые силы, нагружающие подшипники.Т.к. S1>S2 и FX1>0, то Fa1=S1=193,29(Н) и Fa2=S1+FX1= 193,29+48,62=241,91(Н) (4.23)
Отношение:
Факторы нагрузки:
(4.24)
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.
Для первой опоры:
(4.25)
Для второй опоры:
(4.26)
В этой формуле V-коэффициент вращения кольца: при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. -коэффициент зависящий от температуры подшипника.
Для более нагруженной опоры A определяем требуемую грузоподъёмность подшипника:
(4.27)
Для второй опоры требуемуя грузоподъёмность подшипника равна:
(4.28)
где -частота вращения кольца.
-требуемая долговечность.
Определяем базовую долговечность подшипника опоры A:
об.) (4.29)
Определяем базовую долговечность подшипника опоры B:
об.) (4.30)
Переведём в базовую долговечность опоры A из мил. об. в часы.
(4.31)
Переведём в базовую долговечность опоры B из мил. об. в часы.
(4.32)
Следовательно, подшипники подходят.
4.3.1. Расчет вала промежуточной ступени редуктора на статическую прочность.
(мм) (4.33)
где Тпр – крутящий момент на промежуточном валу
выбираем нормальное значение dк=38 мм
(мм) (4.34)
где f – фаска колеса f=1,2мм
нормальное значение
(мм), нормальное значение dбп=45 мм (4.35)
r =2,5мм - координата фаски подшипника
a =40 мм - определяется прочерчиванием,
b =30 мм - определяется прочерчиванием,
с =118 мм - определяется прочерчиванием,
Исходные данные:
Горизонтальная плоскость:
Из уравнений моментов относительно точки (1) и (4) получаем:
(4.36)
(4.37)
(4.38)
(4.39)
(4.40)
Где Xa и Xb реакции в точках 1 и 4
M2, M3 – моменты в точках 2 и 3
Вертикальная плоскость:
Из уравнений моментов относительно точки (1) и (4) получаем:
(4.41)
(4.42)
(4.43)
(4.44)
Где Ya и Yb реакции в точках 1 и 4
M2, M3 – моменты в точках 2 и 3
Суммарные реакции в опорах A и B от действия всех сил равны:
(4.45)
(4.46)
Опасные сечения 2 и 3:
(4.47)
(4.48)
Т. к. будем вести расчет для .
Приведенный изгибающий момент:
(4.49)
Выберем материал, из которого будет выполнен вал, для данного вала наиболее подходящий материал Сталь 40ХН, у которой , тогда
(4.50)
Данный материал подходит для промежуточного вала.