Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»



страница6/10
Дата09.01.2018
Размер0.89 Mb.
Название файлаПояснительная записка.doc
ТипКурсовой проект
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

Находим d e


d e = z 2 · mte = 60 · 5,063825 = 303,83 мм

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

br’ = b2 / Re = 45 / 157,89474 = 0,285

Определяем средний диаметр шестерни:



,83 · (1-0,5 · 0,285) / 3,55 = 73,39 мм

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре:

V =  · dm1 · n1 / (6 ·104 ) = 3,14 · 73,39 · 735 / (6 · 104) = 2,82 м/с

Степень точности конических передач определяет по формулам 5, с.6

n ст = 9 – 0,13 · V + 0,012 · V2

nст = 8,73



Округляем до ближайшего меньшего целого значения, получили nст = 8
2.3. Проверочный расчет передачи.

Определяем контактные напряжения 5, с.6



(4)

где KH = KH · KH · KH



Для передач с круговыми зубьями 6

KH = 1 + 2,1 x 10-6 x x V + 0,02 x (nст – 6)1,35 = 1,07365

KH - определяем по табл. 10, KH = 1,035

KH = 1,1112

Вычисляем н по формуле (4)



,911 МПа < 660 МПа

Определяем:



= 8,347 %

Допускаются превышения напряжений н над нр не более чем на 5%.

Если это условие не выполняется, то выбирают ближайшее стандартное значение dе2 и повторяют расчет. Если Н  20%, то выбирают ближайшее меньшее стандартное значение dе2.

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы 5, с.7



(5)

F2 = F1 · / FP2 ,

где для колес с круговыми зубьями  F принимают по табл.5.

F = 0,85 + 0,043 · 3,55 = 1

Коэффициент нагрузки определяется по формуле: 5, с. 7

KF = KF · KF · KF = 1,04

где KF для колес с круговыми зубьями определяется по формуле:

KF = 4 + ( - 1) · (nст - 5) / (4 x ) = 0,942

где  - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями  = 1,3;

KF = 1 + 1,5 x (KН -1) = 1

KF находим по выражению:

KF = 1 + F · (KH - 1) / H = 1,105

Где Н и F - коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля головок зубьев 4, с. 37, (табл. 11), Н = 0,002; F = 0,006



Коэффициент формы зуба

где Zjv - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле

Zjv = Zj / (cos j x cos3 m)

Z1v = Z1 / (cos 1 · cos3 m) = 34,3416



Z2v = Z2 / (cos 2 · cos3 m) = 344,37



Определяем F1 по формуле (5)



F2 = 173,24 · 4,549 / 4,196 = 186 < 192 МПа



% = 27,5 %

,13 %

Допускается превышение напряжений Fj над FPj не более чем на 5% .


2.4. Определение геометрических размеров зубчатых колес.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса с точностью до 0,001 мм.

d e1 = z 1 · mte = 17 · 5,063825 = 86,085 мм

d e2 = z 2 · mte = 60 · 5,063825 = 303,8295 мм

Внешние диаметры вершин зубьев:

dаe1 = d e1 + 2·(1 + х1) mte · cos 1 · cosm = 104,3635 мм

d аe2 = d e2 +2·(1 + х2) mte · cos2 · cosm = 309,0084 мм

Внешние высоты головок и ножек зубьев:

hаe1 = (1 + х1) mte · cosm = 9,5 мм

hаe2 = (1 - х2) mte · cosm = 6,438 мм

hfe1 = (1,2 + х1) mte · cosm = 6,55 мм

hfe2 = (1,2 - х2) mte · cos m = 4,15 мм


2.5 Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

Ft1 = 2T1 · 103 / dm1 = 6581,4 Н


Для передачи с круговыми зубьями осевая сила на шестерне при совпадении направления ее вращения с направлением наклона зуба шестерни определяется:

Fа1 = Ft1 · (0,44 · sin1 + 0,7 · cos1) = 5222 Н

При противоположном направлении ее вращения:

Fа1 = Ft1 · (0,44 · sin 1 – 0,7 · cos 1) = - 3643 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

Fr1 = Ft1 · (0,44 · cos1 – 0,7 · sin1) = 1530 Н

Для второго случая:

Fr1 = Ft1 · (0,44 ·cos1 + 0,7 · sin1) = 4042 Н

Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны:

Fа2 = Fr1 = 1530 Н Fr2 = Fа1 = 5222 Н

Fа2 = Fr1 = 4042 Н Fr2 = Fа1 = -3643 Н


  1. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

3.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи



143,15 мм

dз4 = dз3 · U2 = 143,15 · 4,5 = 644,2 мм

Размеры характерных сечений заготовок:

Sc3 = 0,5 · dз3 = 0,5 · 143,15 = 71,58 мм



Для колес тихоходной передачи выбираем такие же материалы, как и для колес быстроходной передачи (см. п. 2.1).

В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

Для шестерни:



1059 МПа

SH3 = SH1 = 1,2;

NНО3 = NНО1 = 8,69 · 107

Для колеса:



МПа

SH4 = SH2 = 1,1

NНО4 = NНО2 = 2,35 · 107

Определяем эквивалентное число циклов напряжений

NНЕj = Nj · KНЕ ,

где KНЕ = 0,18 (см. п. 2.1).

Nj = 60 · t · n j ;

N3 = 60 · t · n 11 = 60 · 10 000 · 207 = 124,2 · 106

N4 = 60 · t · n 111 = 60 · 10 000 · 46 = 27,6 · 106

NНЕ3 = N3 · KНЕ = 124,2 · 106 · 0,18 = 25,356 · 106

NНЕ4 = N4 · KНЕ = 29,3 · 106 · 0,18 = 5,274 · 106

Находим коэффициент долговечности:





Определяем допускаемые контактные напряжения:



1059 / 1,2 · 1,2 = 1085 МПа

641 / 1,1 · 1,28 = 745,89 МПа

При расчете косозубых и шевронных передач HP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам.

HP = 0,45 · (HP3 + HP4 ) = 823,9 МПа

HP = 1,23 · HPj min = 1,23 · HP4 = 917,44 МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений HP = 823,9 МПа

При расчете допускаемых напряжений изгиба по формуле (2):



для шестерни:

600 МПа

SF3 = SF1 = 1,9

KFC3 = KFC1 = 0,75

KFE3 = KFE1 = 0,04



для колеса:

МПа

SF4 = SF2 = 1,65

KFC4 = KFC2 = 0,65

KFE4 = KFE2 = 0,06

Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N FЕj :

NFЕ3 = N3 · KFЕ3 = 139,2 · 106 · 0,04 = 5,56 · 106



NFЕ4 = N4 · KFЕ4 = 29,3 · 106 · 0,06 = 1,758 · 106

При N FЕj  N FО = 4 · 106 принимаем КFL3 = 1, а


Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (2)



600 / 1,9 · 1 · 0,75 = 237 МПа

485 / 1,65 · 1,095 · 0,65 = 209 МПа
3.2. Определение геометрических размеров передачи

Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3­



,76 мм

где с=430 для косозубых и шевронных передач;

BA коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца [7 табл. 13], BA =0,315

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; для определения KH можно воспользоваться зависимостью 6, с.3.

KH = 1 + KHС · (bd )4/3 = 1 + 0,072 · 0,90564/3 = 1,063

Где KHС =0,47 · t / KСX , здесь KСX - коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13);

KСX=6,5; КНС = 0,47 · 1 / 6,5 = 0,072

t = 1 при твердости активной поверхности зубьев НВj min  350;

bd - коэффициент ширины венца по диаметру;

bd = 0,5 · bа · (U2 + 1) = 0,5 · 0,315 · (4,5 + 1) = 0,866

Округляем aw до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [7табл. 14],

aw = 250 мм

Находим ориентировочную ширину колеса:

bw‘ = ba · aw = 0,315 · 250 = 78,75 мм

и ширину шестерни:

bw3‘ =1,1 · bw4‘ = 1,1 · 78,75 = 86,63 мм

Округляем их до ближайшего значения из ряда Rа 20 [7, табл.9],

bw4 = 80 мм



bw3 = 85 мм
Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

dw4 = dw3 · U2= 90,91 · 4,5 = 409,1 мм



Находим окружную скорость в зацеплении

,14 · 232 · 69,5652 / 6 · 104 = 0,985 м/с

Степень точности цилиндрической передачи можно определить по формулам:

nст = 10,1 – 0,12 · V   0.

Если в результате расчета будет получено nст  9, то нужно принять nст = 9.

Ориентировочно находим степень точности передачи

nст= 10,1 – 0,12 · V = 10,1 –0,12 · 0,985 = 9,982

принимаем nст = 9

Ориентировочно находим модуль передачи по формуле 6, с.6



·955·(4,5+1)/250·85·237 = 4,588 мм

km= 4400 для косозубых передач

Округляем mn‘ до ближайшего большего стандартного значения [7табл. 15], учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач нежелательно,

mn = 5

При выборе узла наклона зуба в косозубых передачах принимают во внимание ограничение по коэффициенту осевого перекрытия   1,1, из которого следует

‘  min = arcsin · (1,1 · mn / bw4 )= arcsin · (1,1 · 3,14 · 5 / 80 )= 12,473º (7)

Угол наклона зуба в косозубых передачах выбирают в диапазоне 8…16. Если min попадает в указанный диапазон, следует принять предварительное значение угла наклона зуба  = min , при min  8

принимаем ‘= 16, наконец, при min  16 вместо первоначально выбранного значения ва принимают ближайшее большее стандартное значение ва и вновь проверяют условие (7).

Ориентировочно принимаем ‘= 15º

Рассчитываем ориентировочно суммарное число зубьев шестерни и колеса:



2 · 250 · cos(15) / 5 = 96,6 (8)

Округляем Z' до ближайшего целого числа Z = 97

Находим ориентировочно число зубьев шестерни:

Z3' = Z /(U2 + 1) = 97/(4,5+1) = 17,63

Округляем Z' до ближайшего целого числа Z = 18

Определяем число зубьев колеса:

Z4 = Z - Z3 = 97-18=79

Уточняем передаточное число:

U = Z4 / Z3 = 79/18 = 4,3888

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным числом не должно превышать  2,5% при U  4, и  4% при U  4,5. Если это условие не выполняется, то при U  UФ увеличиваем Z4 и Z3 на единицу, оставляя неизменным Z3, а при U  UФ уменьшаем Z4 и Z3 на единицу.



Для нашего примера:

,469% < 2,5%

Уточняем значение угла наклона зуба

 = arccos [(z · mn) /(2 · aw )] = arccos (97 · 5 / 2 · 250) = 14,07° = 14°4'11,52''
3.3 Проверочный расчет цилиндрической передачи.

Определяем контактные напряжения 6, с.9





где Zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Zн =

где w = t - угол профиля производящей рейки

t = arctg (tg  /cos ) = arctg (tg 20 / cos 14°4'11,52'' ) = 20°34'2,82''

Zε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий. Для

для косозубых и шевронных передач



= 0,76

ε - коэффициент перекрытия. Для передач выполненных без смещения



,7314

Определяем коэффициент Zε

Zε=


Определяют коэффициент нагрузки Кн = Кн · Кн · Кн v , где

Кн - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач Кн = 1, для косозубых и шевронных передач

Кн = 1 + 2,1 · 10-6 · nст4 · V + 0,02 · (nст - 6) 1,35 =1,1

Кнv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 10), Кн v = 1,016

Кн = Кн · Кн · Кн v = 1,1 · 1,06 x 1,016= 1,1846

Вычислим контактное напряжение по формуле (9)





Найдем = 5,5 % (запас прочности)

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

F3 = YF3 · Y · (2000 · T11 · KF ) / bw3 · dw3 · mn ≤ Fр3(10)

F4 = F3 · (bw3 · YF4 / bw4 · YF3 ) ≤ Fр4

где y - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y = 1 -  / 140 = 1 – 14,07/140 = 0,8995

YFj - коэффициент формы зуба;

YFj = 36 · (1-(0,07 / zjv)+ 71 / z2jv)

где Z jv – эквивалентное число зубьев определяется по формуле:

Zjv = Z j / cos 3 

Z3v = Z 3 / cos 3  = 18/cos3 14°4'11,52'' = 19,722

Z4v = Z 4 / cos 3  = 79/ cos3 15°4'11,52'' = 86,558

YF3 = 4,2445

YF4 = 3,63

Коэффициент нагрузки КF определяем по формуле:

КF = КF · КF · КFv

где КF для косозубых передач рассчитывают по формуле

КF = 4 + (ε - 1) · (nст - 5) / (4 · ε) = [4 + (1,7314 – 1)·(9-5)]/(4·1,7314)=4,422

КF определяем по формуле

КF = 1 + 15 · (Кн - 1) = 1 + 1,5 · (1,063 – 1 ) = 1,0945

Кfv находим из выражения:

КFv = 1 + f · (Кнv - 1) / н = 1,048

Находим КF :

К F = 1 · 1,0945 · 1,048=1,147



Определяем Fj по формуле (10)




Запас по прочности от 3 до 9 %



3.4. Определение диаметров окружностей зубчатых колес

Начальные окружности:

dw3 = (mn · z3 ) / cos  = 5 · 18 / cos 14°4'11,52'' = 92,7835 мм

dw4 = (mn · z4) / cos  = 5 · 77 / cos 14°4'11,52'' = 396,9072 мм

Окружность вершин зубьев:

da3 = d w3 + 2 · mn = 92,7835 + 2 · 5 = 102,7835 мм

da4 = d w4 + 2 · mn = 396,9072 + 2 · 5 = 406,9072

Окружность впадин зубьев:

d f3 = d w3 - 25 · mn= 92,7835 – 2,5 · 5 = мм

d f4 = d w4 - 25 · mn = 396,9072 – 2,5 · 5 =384,4072 мм



3.5. Определение сил в цилиндрической косозубой передаче

Окружная сила:

Ft3 = Ft4 = 2 · T 2 · 103 /  w3 = 2 · 955 · 103 / 92,7835 = 20 585 Н

Радиальная сила

Fr3 = Fа4 = Ft3 · tg  / cos  = 20 585 · tg 20° / cos 14°4'11,52'' = 7 725 Н

Осевая сила:

Fa3 = Far4 = Ft3 · tg  = 20 585 · tg 14°4'11,52'' = 5 160 H
4. РАСЧЕТ ВАЛОВ. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

4.1. Предварительный расчет валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, размеры и количество ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Диаметр выходного конца ведущего (быстроходного) вала обычно принимают близким к диаметру вала электродвигателя, что позволяет использовать стандартную муфту для соединения выходных концов валов. Ориентировочно определяют диаметр di выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Это позволяет учесть влияние изгиба на величину эквивалентных напряжений на концевых участках валов 1, с. 31)

di1 3 (16 · T i · 103) / · 

где i - порядковый номер вала (1 - для быстроходного вала, 2 - для промежуточного вала, 3 - для тихоходного вала);

T i - крутящий момент на соответствующем валу, Н∙м

 - заниженное значение допускаемых касательных напряжений, МПа

(для сталей 40, 45 принимают    = 15…20 МПа)




Поделитесь с Вашими друзьями:
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10


База данных защищена авторским правом ©coolnew.ru 2019
обратиться к администрации

    Главная страница
Контрольная работа
Курсовая работа
Лабораторная работа
Теоретические основы
Методические указания
Общая характеристика
Рабочая программа
Теоретические аспекты
Практическая работа
Методические рекомендации
Пояснительная записка
Дипломная работа
Федеральное государственное
История развития
Учебное пособие
Общие сведения
Основная часть
Направление подготовки
Физическая культура
Теоретическая часть
государственное бюджетное
Самостоятельная работа
История возникновения
Практическое задание
Методическая разработка
Краткая характеристика
Выпускная квалификационная
квалификационная работа
бюджетное учреждение
Гражданское право
государственное образовательное
Название дисциплины
Российская академия
Общие положения
образовательное бюджетное
прохождении учебной
Уголовное право
образовательная организация
теоретические основы
история возникновения
Методическое пособие
Техническое задание
Современное состояние
Общая часть
Понятие сущность
Фамилия студента
Финансовое планирование
Физические основы
Правовое регулирование
Экономическая теория
Теория государства