- •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.
3.1.4. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой:
Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:
(3.14)
где: - коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения;
При вероятности неразрушения 0,99 =1,75.
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;
- коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном напряжении и при числе ударных нагружений ;
- максимальный коэффициент долговечности;
- коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;
- коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.
Учитывая предыдущие расчеты:
Для шестерни:
, , , .
Для колеса:
, , , .
Принимаем и .
Тогда:
Для шестерни:
(3.15)
Для колеса:
В качестве допускаемого напряжения изгиба зубьев передачи, при изгибе максимальной нагрузкой принимаем:
(3.16)
3.1.5. Выбор параметра :
Параметр определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре шестерни или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев. Так как твердость поверхности колеса 275,5HB, что меньше 350HB, а также в связи с симметричным расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем .
3.1.6. Выбор наклона зуба:
Так как передача прямозубая, угол наклона зубьев .
3.2. Проектировочный расчет.
3.2.1. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:
(мм) (3.17)
где: - передаточное число передачи неразрушения;
- допускаемые контактные напряжения, 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 не менее .
В данном случае
Принимаем
3.2.2. Определяем ширину зубчатого венца:
(3.18)
(3.19)
Данные расчетные значения предварительны. Они округляются до ближайших значений по ГОСТ 6636–69.
Получаем: и .