- •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.
4.4.2. Расчёт подшипников выходного вала на долговечность.
Роликовые конические однорядные, легкой серии 7208А ГОСТ 27365-87.
Диаметр посадочных поверхностей вала d=40 мм.
Грузоподъёмность
Ресурс привода ч.
Максимально длительно действующие силы Ra=1088,36Н, Rb=1576,8Н, FX= Fa =0. (4.80)
где -осевая сила,
Ra и Rb –суммарные реакция на опорах.
Осевые состовляющие от радиальных нагрузок:
Отношение:
Факторы нагрузки:
(4.81)
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.
Для первой опоры:
(4.82)
Для второй опоры:
(4.83)
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 B определяем требуемую грузоподъёмность подшипника:
(4.84)
где -частота вращения кольца.
-требуемая долговечность.
Определяем базовую долговечность подшипника опоры B:
об.) (4.85)
Переведём в базовую долговечность опоры B из мил. об. в часы.
(4.86)
Следовательно, подшипники подходят.
4.4.3. Расчет выходного вала на сопротивление усталости.
Материал выходного вала сталь 40ХН, улучшенная, ,
При расчете на прочность для опасных сечений, в которых концентраторами напряжений являются ступенчатые переходы с гантелью и участок со ступицей колеса, определяют запасы усталости и сравнивают их с допускаемыми. Для проведения расчёта построим эпюру суммарного изгибающего момента, действующего на выходной вал. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяется по формуле:
, (4.87)
где
- запас сопротивления усталости только по изгибу, (4.88)
- запас сопротивления усталости только по кручению. (4.89)
и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжения, а
и - постоянные составляющие. Т.к. расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимают симметричными для напряжений изгиба и от нулевыми для напряжений кручения, то
(4.90)
где - изгибающий момент, а Т=125,86 Нм - крутящий момент на выходном валу.
Опасные сечения:
А-А (шпоночный паз): , Т=125,86Н
Б-Б (галтель): , Т=125,86Н
В-В (место под подшипник): , Т=125,86Н
Г-Г (канавка для выхода шлифовального круга): , Т=125,86Н
Д-Д (шпоночный паз): , Т=125,86Н
Для первого опасного сечения:
Для второго:
Для третьего:
Для четвертого:
Для пятого:
и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Для легированных сталей и .
, - пределы выносливости. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.165[6]:
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.300 [7]:
для первого опасного сечения:
для второго опасного сечения:
для третьего опасного сечения:
для четвертого опасного сечения:
для пятого опасного сечения:
и - масштабный фактор и фактор шероховатости. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.301 [7]:
для первого опасного сечения:
для второго опасного сечения:
для третьего опасного сечения:
для четвертого опасного сечения:
для пятого опасного сечения:
- это минимально необходимый запас прочности.
Таким образом, для первого сечения получим:
Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению.
Для второго сечения получим:
Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению и изгибу.
Для третьего сечения получим:
Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению и изгибу.
Для четвертого сечения получим:
Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению и изгибу.
Для пятого сечения получим:
Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению и изгибу.
Итак, в рассмотренных пяти сечениях условия усталостной прочности выполняются.