Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»

Скачать 0.89 Mb.

страница	6/10
Дата	09.01.2018
Размер	0.89 Mb.
Название файла	Пояснительная записка.doc
Тип	Курсовой проект

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Окружная сила на среднем диаметре
Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

Находим d_e_2ф

d_e_2Ф = z₂ · m_te= 60 · 5,063825 = 303,83 мм

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

 _br’ = b₂ / R_e = 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 =  · d_m₁ · 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

n_ст= 8,73

Округляем

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

Определяем контактные напряжения 5, с.6

(4)

где K_H = K_H_ · K_H_ · K_H_

Для передач с круговыми зубьями 6

K_H_= 1 + 2,1 x 10^-6x

x V + 0,02 x (n_ст– 6)^1,35 = 1,07365

K_H_- определяем по табл. 10, K_H_= 1,035

K_H= 1,1112

Вычисляем _нпо формуле (4)

,911 МПа < 660 МПа

Определяем:

= 8,347 %

Допускаются превышения напряжений _ннад _нр не более чем на 5%.

Если это условие не выполняется, то выбирают ближайшее стандартное значение d_е2 и повторяют расчет. Если Н  20%, то выбирают ближайшее меньшее стандартное значение d_е2.

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 _Fпринимают по табл.5.

_F= 0,85 + 0,043 · 3,55 = 1

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

K_F = K_F_· K_F_· K_F_= 1,04

где K_F_ для колес с круговыми зубьями определяется по формуле:

K_F_= 4 + (_ - 1) · (n_ст - 5) / (4 x _) = 0,942

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

K_F_ = 1 + 1,5 x (K_Н_-1) = 1

K_F_находим по выражению:

K_F_= 1 + _F·(K_H_- 1) / _H= 1,105

Где _Ни _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 Z_jv- эквивалентное число зубьев, определяется по формуле

Z_jv = Z_j/ (cos _j x cos³_m)

Z_1v = Z₁/ (cos ₁ · cos³_m) = 34,3416

Z_2v = Z₂/ (cos ₂ · cos³_m) = 344,37

Определяем _F₁по формуле (5)

_F₂= 173,24 · 4,549 / 4,196 = 186 < 192 МПа

% = 27,5 %

,13 %

Допускается превышение напряжений _Fjнад_FPjне 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= z₁ · m_te= 17 · 5,063825 = 86,085 мм

d_e₂= z₂ · m_te= 60 · 5,063825 = 303,8295 мм

Внешние диаметры вершин зубьев:

d_а_e₁= d_e₁+ 2·(1 + х₁) m_te· cos ₁ · cos_m = 104,3635 мм

d_аe2= d_e2+2·(1 + х₂) m_te· cos₂ · cos_m = 309,0084 мм

Внешние высоты головок и ножек зубьев:

h_аe1= (1 + х₁) m_te· cos_m = 9,5 мм

h_аe2= (1 - х₂) m_te· cos_m = 6,438 мм

h_fe1= (1,2 + х₁) m_te· cos_m = 6,55 мм

h_fe2= (1,2 - х₂) m_te· cos _m = 4,15 мм

2.5 Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

F_t₁ = 2T₁ · 10³/ d_m₁ = 6581,4 Н

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

F_а1 = F_t₁ · (0,44 · sin₁+ 0,7 · cos₁) = 5222 Н

При противоположном направлении ее вращения:

F_а1 = F_t₁ · (0,44 · sin ₁– 0,7 · cos ₁) = - 3643 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

F_r₁ = F_t₁ · (0,44 · cos₁– 0,7 · sin₁) = 1530 Н

Для второго случая:

F_r₁ = F_t₁ · (0,44 ·cos₁+ 0,7 · sin₁) = 4042 Н

Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны:

F_а2 = F_r₁ = 1530 Н F_r₂ = F_а1 = 5222 Н

F_а2 = F_r₁ = 4042 Н F_r₂ = F_а1 = -3643 Н

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

3.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи

143,15 мм

d_з4 = d_з3 · U₂ = 143,15 · 4,5 = 644,2 мм

Размеры характерных сечений заготовок:

S_c₃ = 0,5 · d_з3 = 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

S_H₃ = S_H₁ = 1,2;

N_НО3= N_НО1= 8,69 · 10⁷

Для колеса:

МПа

S_H₄ = S_H₂ = 1,1

N_НО4= N_НО2= 2,35 · 10⁷

Определяем эквивалентное число циклов напряжений

N_НЕ_j= N__j· K_НЕ ,

где K_НЕ= 0,18 (см. п. 2.1).

N__j = 60 · t_ · n_j ;

N_₃ = 60 · t_ · n₁₁ = 60 · 10 000 · 207 = 124,2 · 10⁶

N_₄ = 60 · t_ · n₁₁₁ = 60 · 10 000 · 46 = 27,6 · 10⁶

N_НЕ₃= N_₃· K_НЕ = 124,2 · 10⁶ · 0,18 = 25,356 · 10⁶

N_НЕ₄= N_₄· K_НЕ= 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

S_F₃ = S_F₁ = 1,9

K_FC₃ = K_FC₁ = 0,75

K_FE₃ = K_FE₁ = 0,04

для колеса:

МПа

S_F₄ = S_F₂ = 1,65

K_FC₄ = K_FC₂ = 0,65

K_FE₄ = K_FE₂ = 0,06

Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N_F_Е_j:

N_F_Е3= N_₃· K_F_Е3= 139,2 · 10⁶ · 0,04 = 5,56 · 10⁶

N_F_Е4= N_₄· K_F_Е4= 29,3 · 10⁶ · 0,06 = 1,758 · 10⁶

При N_F_Е_j N_F_О= 4 · 10⁶ принимаем К_FL₃ = 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

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

K_H_ = 1 + K_H_С_· (_bd )^4/3 = 1 + 0,072 · 0,9056^4/3 = 1,063

Где K_H_С=0,47 · _t / K_С_X , здесь K_С_X- коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13);

K_С_X=6,5; К_НС = 0,47 · 1 / 6,5 = 0,072

_t = 1 при твердости активной поверхности зубьев НВ_j_min  350;

_bd - коэффициент ширины венца по диаметру;

_bd = 0,5 · _b_а· (U₂ + 1) = 0,5 · 0,315 · (4,5 + 1) = 0,866

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

a_w = 250 мм

Находим ориентировочную ширину колеса:

b_w‘ = _ba· a_w = 0,315 · 250 = 78,75 мм

и ширину шестерни:

b_w₃‘ =1,1 · b_w₄‘ = 1,1 · 78,75 = 86,63 мм

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

b_w₄= 80 мм

b_w₃= 85 мм

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

d_w₄ = d_w₃ · 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:

n_ст = 10,1 – 0,12 · V   0.

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

Ориентировочно находим степень точности передачи

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

принимаем n_ст = 9

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

·955·(4,5+1)/250·85·237 = 4,588 мм

k_m= 4400 для косозубых передач

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

m_n = 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 · m_n / b_w4 )= arcsin · (1,1 · 3,14 · 5 / 80 )= 12,473º (7)

Угол наклона зуба в косозубых передачах выбирают в диапазоне 8…16. Если _minпопадает 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_2Ф = 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  U_Ф увеличиваем Z₄ и Z₃на единицу, оставляя неизменным Z₃, а при U  U_Ф уменьшаем Z₄ и Z₃на единицу.

Для нашего примера:

,469% < 2,5%

Уточняем значение угла наклона зуба

 = arccos [(z_ · m_n) /(2 · a_w )] = arccos (97 · 5 / 2 · 250) = 14,07° = 14°4'11,52''
3.3 Проверочный расчет цилиндрической передачи.

Определяем контактные напряжения 6, с.9

де Z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Z_н =

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

О

пределяем коэффициент Zε

Zε=

Определяют коэффициент нагрузки К_н= К_н_· К_н_· К_н_v_,где

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

К_н_= 1 + 2,1 · 10^-6 · n_ст⁴ · V + 0,02 · (n_ст- 6)^1,35=1,1

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

К_н= К_н_· К_н_· К_н_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 = Y_F₃ · Y_ · (2000 · T₁₁· K_F) / b_w₃ · d_w₃ · m_n ≤ _F_р3 (10)

_F₄= _F₃ · (b_w₃· Y_F₄ / b_w₄ · Y_F₃ ) ≤ _F_р4

где y_ - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

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

Y_Fj - коэффициент формы зуба;

Y_Fj = 36 · (1-(0,07 / z_jv)+ 71 / z²_jv)

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

Z_jv= Z _j/ cos ³ 

Z_3v= Z ₃ / cos ³  = 18/cos³ 14°4'11,52'' = 19,722

Z_4v= Z ₄ / cos ³ = 79/ cos³ 15°4'11,52'' = 86,558

Y_F₃= 4,2445

Y_F₄= 3,63

Коэффициент нагрузки К_F определяем по формуле:

К_F= К_F_ · К_F_· К_Fv

где К_F_ для косозубых передач рассчитывают по формуле

К_F_ = 4 + (ε_ - 1) · (n_ст - 5) / (4 · ε_) = [4 + (1,7314 – 1)·(9-5)]/(4·1,7314)=4,422

К_F_ определяем по формуле

К_F_ = 1 + 15 · (К_н_ - 1) = 1 + 1,5 · (1,063 – 1 ) = 1,0945

К_fv находим из выражения:

К_Fv= 1 + _f · (К_н_v - 1) / _н= 1,048

Находим К_F:

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:

d_w3= (m_n · z₃ ) / cos  = 5 · 18 / cos 14°4'11,52'' = 92,7835 мм

d_w4= (m_n · z₄) / cos  = 5 · 77 / cos 14°4'11,52'' = 396,9072 мм

Окружность вершин зубьев:

d_a₃ = d_w₃ + 2 · m_n = 92,7835 + 2 · 5 = 102,7835 мм

d_a₄ = d_w₄ + 2 · m_n = 396,9072 + 2 · 5 = 406,9072

Окружность впадин зубьев:

d_f₃ = d_w₃ - 25 · m_n= 92,7835 – 2,5 · 5 = мм

d_f₄ = d_w₄ - 25 · m_n = 396,9072 – 2,5 · 5 =384,4072 мм

3.5. Определение сил в цилиндрической косозубой передаче

Окружная сила:

F_t₃ = F_t₄ = 2 · T₂ · 10³ / _w₃ = 2 · 955 · 10³ / 92,7835 = 20 585 Н

Радиальная сила

F_r₃ = F_а4 = F_t₃ · tg  / cos  = 20 585 · tg 20° / cos 14°4'11,52'' = 7 725 Н

Осевая сила:

F_a₃ = Fa_r₄ = F_t₃ · 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 d_iвыходного 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)

d_i₁_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: