- •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.
2.3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
(2.9)
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям:
Для шестерни:
Для колеса:
YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимают для поковок и штамповок: YZ=1.
YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: YA =1.
YN - коэффициент долговечности.
(2.10)
= - базовое число циклов напряжений. При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами .
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:
(2.11)
Здесь TFI- крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения.
Для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, qF=6.
YX -коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса d, мм.
В проектировочном расчете принимают YX = 1.
SF - коэффициент запаса прочности, принимаемый в зависимости от способа термической и химико-термической обработки при вероятности разрушения 0,99 принимаем SF=1,7
Шестерня:
Колесо:
Т. к. расчетное значение коэффициента , то окончательно принимаем .
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
2.4. Выбор коэффициентов.
Коэффициент ширины зубчатого венца Kb= b/R 0,35. Коэффициент KHB , учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяют по графикам, с учетом расположения шестерни на валу и твердости материалов шестерни и колеса в зависимости от коэффициента Ф.
(2.12)
Здесь - угол делительного конуса шестерни.
Значение коэффициента КНВ определяется с учетом типа применяемых в передаче подшипников (роликовые упорные, установленные по схеме "в растяжку").
Расчетом передачи на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев определяют средний делительный диаметр шестерни d1 и ширину зубчатого венца b (миллиметры) по формулам.
(2.13)
(2.14)
Для прямозубых передач коэффициент Кd= 770.
Принимаем d=55мм.
Значение b округляем до ближайшего меньшего целого числа: b=31мм.
2.5. Расчет геометрии передачи.
2.5.1. Внешний окружной модуль:
me b/1O= 14/10=1,4; мм.
Округляем до ближайшего по ГОСТ 9563-60 (таблица 1.6)
1ряд |
1 |
1.25 |
1.5 |
2 |
2.5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
2ряд |
1.125 |
1.375 |
1.75 |
2.25 |
2.75 |
3.5 |
4.5 |
5.5 |
7 |
9 |
таблица 1.6
2.5.2. Число зубьев:
Шестерни: (2.15)
Колеса: (2.16)
Полученные расчетом значения z1 и z2 округляем до ближайшего целого числа:
Ошибка передаточного числа: ; U=
2.5.3. Внешнее конусное расстояние:
(2.17)
После определения Re проверяем соотношение b < 0,3 Rе.
b<32 - условие выполняется.
2.5.4. Углы делительных конусов:
Шестерни: (2.18)
Колеса: (2.19)
2.5.5. Коэффициент смещения:
X1= 0,46.
2.5.6. Коэффициент изменения расчетной толщины зуба:
.
2.5.7. Внешняя высота головки зуба:
Шестерни: (2.20)
Колеса: (2.21)
2.5.8. Внешняя высота ножки зуба:
Шестерни: (2.22)
Колеса: (2.23)
Для исходного профиля по ГОСТ I3754-8I коэффициент высоты головки зуба коэффициент радиального зазора: с* = 0,2; угол профиля .
2.5.9. Внешняя высота зуба:
Шестерни: (2.24)
Колеса:
2.5.10. Внешняя окружная толщина зуба:
Шестерни:
(2.25)
Колеса:
(2.26)
2.5.11. Угол ножки зуба:
(2.27)
2.5.12. Угол головки зуба:
(2.28)
2.5.13. Угол конуса вершин зубьев:
(2.29)
2.5.14. Угол конуса впадин:
(2.30)
2.5.15. Внешний делительный диаметр:
(2.31)
2.5.16. Внешний диаметр вершин зубьев:
(2.32)
2.5.17. Внешний диаметр впадин зубьев:
(2.33)
2.5.18. Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев:
(2.34)
2.5.19. Среднее конусное расстояние:
(2.35)
2.5.20. Средний окружной модуль:
(2.36)
2.5.21. Средний делительный диаметр:
(2.37)
2.5.22. Коэффициент торцового перекрытия:
(2.38)
где:
(2.39)
(2.40)
(2.41)
Здесь число зубьев эквивалентного цилиндрического зубчатого колеса.
(2.42)
2.6. Проверочный расчет.
2.6.1. Расчет на контактную выносливость активных поверхостей зубьев:
(2.43)
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
Ft-окружная сила на среднем делительном диаметре:
(2.44)
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
(2.45)
-удельная окружная динамическая сила
(2.46)
q0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.q0=5,6
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи:
V-окружная скорость передачи в метрах в секунду:
(2.47)
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых передач
Степень точности передачи принята 8.