Курсовой «Детали машин и основы конструирования» Тема: «Привод от электродвигателя»

Таблица 3.1 – Основные параметры звездочек роликовых и втулочных цепей.

Параметр		Расчетная												Ведущая		Ведомая
		формула												звездочка		звездочка
1		2												3		4
Шаг цепи t, мм		-													25,4
Диаметр ролика d1, мм		-													15,88
Ширина пластины цепи h, мм		-													24.2
Расстояние между внутренними		-													15,88
пластинами b1, мм
Расстояние между рядами цепи		-													29,29
A1, мм
Количество зубьев звездочки Z		-												27		61
Радиус впадин r, мм															8,03
Радиус закругления зуба r1, мм															27
Расстояние от вершин зубьев до
линии															12,7
центров дуг закругления h1, мм
Ширина зуба звездочек b, мм															14,62
Размер фаски f, мм															2,92
Делительный диаметр dd звез-														218.79		493.4
дочки, мм								⁄
Диаметр окружности выступов	(													230		505.45
De1 звездочки, мм
						⁄		)
Диаметр окружности впадин Di														202.73		477.34
звездочки, мм
Наибольший диаметр обода Dc								⁄						188.3		463.7
звездочки, мм
Количество рядов цепи Zр		-													4
Ширина венца звездочки В, мм		(						)							102,49
Диаметр вала dВ под звездочкой,			√											42		70
мм	в
							[		]
Диаметр ступицы dст, мм		ст						в						67,2		112
Длина ступицы lст мм		ст						в						71,4		119
Толщина диска с, мм															31,75
Толщина обода a, мм														17.7		18,1
Внутренний диаметр обода Dk,														167.33		441.14
мм
Диаметр отверстий в диске D0,								ст						30,8		101.27
мм
Диаметр окружности центров								ст						117,3		276.57
отверстий Dотв, мм	отв

	Лист
КП 22 03 00 03 ПЗ	4

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4Расчет закрытых передач

4.1Расчет косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступе-

ни

4.1.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Определим допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес [1] с. 28:

[	]		(4.1)

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа

[1] с. 28:

– коэффициент запаса прочности ([1] таблица 3.1)

;

–коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

–коэффициент, учитывающий окружную скорость;

–коэффициент, учитывающий влияние смазки;

– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Выбираем Сталь 45 твердость для шестерни 302 HB, для колеса 269 HB. При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают:

(4.2)

где – коэффициент долговечности, принимаемый равным =1;

– предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа (зависит от твердости материала зубьев, [1] таблица 3.2).

	;
	;
[	]
[	]

Определив величины [ ] и [ ] в качестве допускаемого контактного напряжения для косозубого зацепления, принимаем для проектировочного расчета формулу [1] с. 32:

[ ] [ ] [ ] ; (4.3)

[ ]

Проверка:

Проверка выполняется.

			КП 22 03 00 04 ПЗ
Изм. Лист	№ докум.	Подпись Дата
Разраб.	шпаковская		Лит.	Лист	Листов
Провер.	Царук		Расчет закрытых передач	1	14
Реценз.

Н. Контр.

Утверд. Царук

БГТУ 4 31 08 11 10

	[ ]	[ ]
где [ ]	– меньшее из двух значений [ ] и [				].
Определяем допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе
[ ], МПа [1] с. 32:
	[	]			(4.4)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений [1] с. 32:

					(4.5)
где	– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий ба-
зовому числу циклов перемены напряжений ([1] таблица 3.1):
			.
			;
	– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зуба, при улучшении		= 1;
	– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочне-
ния или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев,					=
1;
	– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения
нагрузки.	= 1;
	– коэффициент долговечности,		;
– коэффициент безопасности, определяется как =				,
где	определяется в зависимости от заданной вероятности неразруше-
ния и обработки материала ([1] таблица 3.1),			;
определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого
колеса ([1] таблица 3.1),		;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, определяется по графику ([1] рисунок

3.1),	;
	– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхно-
сти,	= 1;
	– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

[ ]

[ ]

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	2

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4.1.2 Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых

передач на контактную выносливость

Определим ориентировочный начальный диаметр шестерни [1] с. 34:

	√			(4.6)
		[	]

где – вспомогательный коэффициент, для косозубых 675 МПа;

–крутящий момент на ведущем валу, Н∙м;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кине-

матической схемы передачи и величины		[ ]	,		;
	– коэффициент внешней динамической		нагрузки ([1] таблица
3.3),	;
	– передаточное число рассчитываемой зубчатой пары,			;	– ко-

эффициент ширины зубчатого венца, задается в соответствии с [1] таблица 3.4,

;

[ ] - допускаемые контактные напряжения.

√

4.1.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Определим начальный диаметр колеса [1] с. 36:

(4.7)

Определим ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении [1] с. 36:

(4.8)

Принимаем модуль для косозубых колес [1] с. 36:

(4.9)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения:

Предварительно принимается угол наклона линии зубьев для косозубых колес .

Определяем число зубьев шестерни и для прямозубого колеса [1] с. 37: (4.10)

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	3

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Полученные значения округляем до целых:

и

Уточняем передаточное число [1] с. 37:

(4.11)

Уточняем угол наклона линии зубьев [1] с. 37:

(4.12)

Уточняем диаметр начальной окружности шестерни		и колеса
[ ]	:

(4.13)

			(4.14)
Уточняем межосевое расстояние [1] с. 37:
		;	(4.15)

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса [1] с. 37:

(4.16)

(4.17)

Определяем окружную скорость[1] с. 37:

(4.18)

⁄

4.1.4 Проверочный расчет закрытых зубчатых передач на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение , МПа, в полюсе зацепления определяем по формуле [1] с. 38:

		Лист
	КП 22 03 00 04 ПЗ	4
Изм. Лист № докум.	Подпись Дата

√		[ ]	(4.19)

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, принимается равным 1,71 при β = 15° для косозубых;

– коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

=0,8;

–удельная расчетная окружная сила [1] с. 39:

(4.20)

где – ширина колеса, мм;

–делительный диаметр шестерни, мм;

–крутящий момент на валу шестерни, Нм;

–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубья-

ми; для косозубых при степени точности 7 –		= 1,05(V< 10 м/с);
– определяется по [1] рисунок 3.1,		;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
определяется по [1] таблица 3.7,	.

⁄

√

Полученное значение должно удовлетворять условию:

[ ] [ ]

4.1.5 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетам напряжения изгиба зубьев [1] с. 40:

			[ ]	(4.21)
где	– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями. Предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев, принима-

ют	= 1;
	– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, определяется по [1] рисунок 3.1,		;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Определяется по [1] таблица 3.7, ;

– коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется по графику ([1] рисунок 3.3) в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV. Для косозу-

бых колес:		;

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	5

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимается

=

1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых

,

где – угол наклона зубьев, град.
;	.

Т.к. зубчатое колесо является менее прочным, то расчет ведется по нему.

[ ]

4.1.6 Усилия в зацеплении

На рисунке 4.1 изображены силы в зацеплении цилиндрических зубчатых

колес

Рисунок 4.1 – Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес

Окружная сила [1] с. 42:

(4.22)

где T – крутящий момент на валу, Н∙мм;

– диаметр начальной окружности, мм;

Радиальная сила [1] с. 42:

(4.23)

где	– угол зацепления (стандартный	= 20°);
– угол наклона линии зуба.

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	6

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Осевая сила [1] с. 40:

(4.24)

4.1.7 Определение параметров цилиндрических зубчатых колес

В таблице 4.1 показаны основные параметры цилиндрических зубчатых колес.

Таблица 4.1 – Основные параметры цилиндрических зубчатых колес

	Параметры	Расчетная					Шестерня		Колесо
		формула
	Высота головки зуба , мм							1.5
	Высота зуба h, мм							3.375
	Высота ножки зуба hf, мм							1.875
	Диаметр окружности вершин da						37.3		174.5
	зубьев, мм
	Диаметр окружности впадин df						30.55		167.75
	зубьев, мм
	Толщина обода а, мм							4.5
	Диаметр ступицы dст мм						-		68
	Длина ступицы lст, мм						-		56
	Диаметр вала dB под ступицей	См. п. 4.2					60		40
	колеса, мм
	Толщина диска связывающего							4.95
	ступицу и обод, мм
	Внутренний диаметр обода Dk, мм						-		158.75
	Диаметр отверстий в диске D0, мм						-		27,9
	Диаметр окружности центров						-		113,4
	отверстий Dотв, мм
	Ширина уклона s, мм							3.96
	Толщина выступа е, мм						12		8
	Максимальная ширина спицы h,						48		32
	мм
	Минимальная ширина спицы h1,						38,4		25,6
	мм

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	7

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени 4.2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Определим допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес [1] с. 28:

[	]		(4.25)

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа

[1] с. 28:

– коэффициент запаса прочности ([1] таблица 3.1)

;

–коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

–коэффициент, учитывающий окружную скорость;

–коэффициент, учитывающий влияние смазки;

– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Выбираем Сталь 45 твердость для шестерни 302 HB, для колеса 269 HB. При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают:

(4.26)

где – коэффициент долговечности, принимаемый равным =1;

– предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа (зависит от твердости материала зубьев, [1] таблица 3.2).

	;
	;
[	]
[	]

Определив величины [ ] и [ ] в качестве допускаемого контактного напряжения для косозубого зацепления, принимаем для проектировочного расчета формулу [1] с. 32:

	[ ]	[		] [		] ;	(4.27)
	[ ]
Проверка:
Проверка выполняется.
	[ ]	[		]
где [ ]	– меньшее из двух значений [					] и [ ].
Определяем допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе
[ ], МПа [1] стр. 32:
	[	]					(4.28)
							Лист
				КП 22 03 00 04 ПЗ			8

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений [1] с. 32:

					(4.29)
где	– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий ба-
зовому числу циклов перемены напряжений ([1] таблица 3.1):
			.
			;
	– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зуба, при улучшении		= 1;
	– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочне-
ния или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев,					=
1;
	– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения
нагрузки.	= 1;
	– коэффициент долговечности,		;
– коэффициент безопасности, определяется как =				,
где	определяется в зависимости от заданной вероятности неразруше-
ния и обработки материала ([1] таблица 3.1),			;
определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого
колеса ([1] таблица 3.1),		;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, определяется по графику ([1] рисунок

3.1),	;
	– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхно-
сти,	= 1;
	– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

[ ]

[ ]

4.2.2 Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость

Определим ориентировочный начальный диаметр шестерни [1] с. 34:

	√			(4.30)
		[	]

где – вспомогательный коэффициент, для косозубых 675 МПа;

– крутящий момент на ведущем валу, Н∙м;

	Лист
КП 22 03 00 04 ПЗ	9

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата