Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Работа № 112667
Наименование:
Курсовик Механизм подъема стула
Информация:
Тип работы: Курсовик.
Предмет: Машиностроение.
Добавлен: 15.05.18.
Год: 2017.
Страниц: 57.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
МИНЕСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФГБОУ ВПО «Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф.Решетнева» (Сиб ГАУ)
КУРСОВАЯ РАБОТА
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Выполнил: студент гр. БТВ 15-01
г. Железногорск 2017 ? Оглавление Задание 4 Раздел 1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода 5 1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя 5 1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней 6 1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода. 7 Раздел 2. Выбор материала закрытой конической передачи. Определение допустимых напряжений. 9 2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес 9 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 9 2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба 10 Раздел 3. Расчет зубчатой передачи редуктора. 11 3.1 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи 11 3.2 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи 12 Раздел 4. Выбор материала открытой цилиндрической передачи. Определение допустимых напряжений. 15 4.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес 15 4.2 Определение допускаемых контактных напряжений 15 4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба 16 Раздел 5. Расчет открытой передачи. 17 5.1 Проектный расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи 17 5.2 Проверочный расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи 18 Раздел 6. Нагрузки валов редуктора. 21 6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач 21 6.2 Определение консольных сил 21 Раздел 7. Разработка чертежа общего вида редуктора. 23 7.1 Выбор материала валов 23 7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение 23 7.3 Определение геометрических параметров степеней валов 23 7.4 Предварительный выбор подшипников качения 26 7.4 Разработка чертежа общего вида редуктора 26 Раздел 8. Расчетная схема валов редуктора. 28 8.1 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал). 28 8.2 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал). 30 Раздел 9. Проверочный расчет подшипников. 34 9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки, расчетной динамической грузоподъемности и базовой долговечности подшипников на быстроходном валу. 34 9.2 Определение эквивалентной динамической нагрузки, расчетной динамической грузоподъемности и базовой долговечности подшипников на тихоходном валу. 35 Раздел 10. Разработка чертежа общего вида привода. 37 10.1 Конструирование зубчатых колес. 37 10.2 Выбор соединений. 37 10.3 Конструирование подшипниковых узлов. 38 10.4 Конструирование корпуса редуктора. 39 10.4 Смазывание. Смазочные устройства. 40 10.5 Выбор муфты. 41 Раздел 11. Проверочные расчеты. 42 11.1 Проверочный расчет шпонок. 42 11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов. 43 11.2 Проверочный расчет быстроходного вала. 45
? Задание
? Раздел 1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
Рисунок 1. Привод механизма подъема стола
P3=0,6 кВт ?3=50 с-1 T_3=P_3/?_3 =600/50=12 Н•м
1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
1) Определение общего коэффициента полезного действия привода. ?общ = ?оп ?зп ?м ?2пк, где ?оп – коэффициент полезного действия открытой цилиндрической передачи, (0,93..0,95); ?зп – коэффициент полезного действия закрытой конической передачи, (0,95..0,97); ?м – коэффициент полезного действия муфты (0,99); ?пк – коэффициент полезного действия подшипников качения (0,99). ?общ = 0,93 . 0,95 . 0,99 . 0,992 = 0,8572 2) Определение требуемой мощности двигателя Pдв, кВт. P_дв=P_3/?_общ =(0,6)/(0,8572)=0,69 кВт 3) Определение номинальной мощности двигателя Pном, кВт. Значение номинальной мощности выбрать из табличных значений по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности, Pдв: Pном? Pдв Pдв=0,75 кВт
1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
1) Определение частоты вращения двигателя, nдв, об/мин. Каждому значению номинальной мощности соответствует несколько типов двигателя с различными частотами вращения: n1дв=750 об/мин; n2дв=1000 об/мин; n3дв=1500 об/мин; n4дв=3000 об/мин. 2) Определение угловой скорости для каждой из частот вращения ?дв, с-1. ?_дв=?n/30 Для каждой частоты вращения рассчитать угловую скорость: ?_дв^1=750?/30=78,5 с^(-1) ?_дв^2=1000?/30=104,71 с^(-1) ?_дв^3=1500?/30=157,0 с^(-1) ?_дв^4=3000?/30=314,15 с^(-1) 3) Определение передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя, uобщ. u_общ=?_дв/?_3 Для каждой угловой скорости рассчитать передаточное число: u_общ^1=(?_дв^1)/?_3 =(78,5)/50=1,57 u_общ^2=(?_дв^2)/?_3 =(104,71)/50=2,094 u_общ^3=(?_дв^3)/?_3 =(157,07)/50=3,141 u_общ^4=(?_дв^4)/?_3 =(314,156)/50=6,283 4) Определение передаточных чисел ступеней привода. Разбить общее передаточное число привода для всех вариантов типа двигателя, так чтобы: u_общ=u_оп?u_зп Из всех передаточных чисел для конических и цилиндрических передач возможен только один вариант, с частотой вращения 3000 об/мин: u_общ=3,1415?2,0=6,2 3 u_оп=3,1415 u_зп=2,0 5) Выбор двигателя. Выбираем двигатель типа 4АМ71А2У3 с мощностью Pдв=0,75 кВт, частотой вращения nдв=3000 об/мин; угловой скоростью вращения ?дв=314,156 с-1; и передаточными числами: привода uобщ = 6,283, открытой передачи uоп = 3,1415, закрытой передачи uзп = 2,0.
1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода.
1) Определение силовых и кинематических параметров двигателя. T_дв=P_дв/?_дв =750/314,156=2,387 Н?м 2) Определение силовых и кинематических параметров открытой цилиндрической передачи. P_1=P_дв??_оп??_пк=750 0,93?0,99=690,525 Вт ?_1=?_дв/u_оп =314,156/3,1415=100,0 2 с^(-1) n_1=n_дв/u_оп =3000/3,1415=954,958 об/мин T_1=P_1/?_1 =690,525/100,002=6,905 Н?м 3) Определение силовых и кинематических параметров закрытой конической передачи. P_2=P_1??_зп??_пк=690, 25?0,95?0,99=649,439 Вт ?_2=?_1/u_зп =100,002/2,0=50,001 с^(-1) n_2=n_1/u_зп =954,958/2,0=477,479 об/мин T_2=P_2/?_2 =649,439/50,001=12,98 Н?м 4) Определение силовых и кинематических параметров приводной рабочей машины. P_3=P_2??_м=649,439?0 99=642,945 Вт ?_3=?_2=50,001 с^(-1) n_3=n_2=477,479 об/мин T_3=P_3/?_3 =642,945/50,001=12,85 Н?м Силовые и кинематические параметры привода, полученные при расчетах, занесем в таблицу 1. Таблица 1 Тип двигателя 4АМ71А2У3 Pдв=0,75 кВт; nдв=3000 об/мин Параметр Передача Параметр Вал закры-тая открытая двигателя Редуктора риводной рабочей ма-шины быстро-ходный тихох дный Пере-даточное число u 2,0 3,1415 Расчетн я мощность Р, кВт 0,75 0,69 0,649 ,642 Угловая частота ?, с-1 314,156 100,002 50 001 50,001 КПД ? 0,95 0,93 Частота вращения n, об/мин 3000 954,958 47 ,479 477,479 Вращающий момент Т, Н?м 2,387 6,905 12,9 9 12,858
Раздел 2. Выбор материала закрытой конической передачи. Определение допустимых напряжений.
2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес
1) В качестве материала для зубчатой пары колес возьмем сталь, для шестерни 40, для колеса 35. 2) Для шестерни выберем термообработку «Улучшение», для колеса «Нормализация». 3) 3) Интервал твердости зубьев шестерни 192…228 НВ, а у колеса 163…192 НВ, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса. 4) Определение средней твердости зубьев шестерни (НВ1ср) и колеса (НВ2ср). ?HB?_1cp=(192+228)/2= 10 ?HB?_2cp=(163+192)/2 177,5 5) Механические характеристики стали для шестерни: ?в = 700 Н/мм2 ?-1 = 300 Н/мм2 Механические характеристики стали для колеса: ?в = 550 Н/мм2 ?-1 = 235 Н/мм2 6) Предельное значение диаметра заготовки для шестерни (Dпред) составляет 120 мм, а для колеса предельная толщина обода (Sпред) может иметь любые размеры.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
1) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2. K_HL1=v(6&N_H01?N_1 ); K_HL2=v(6&N_H02?N_2 ), где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). N=573?L_h, где ? = 50,001 с-1 – угловая скорость соответствующего вала, L_h – срок службы привода (ресурс). L_h=8?365?24?1/3?0,8 18688 N_1=N_2=573?50,001?18 88=535??10?^6 N_H01=10??10?^6 N_H02=10??10?^6 Так как N?N_H0, то K_HL1=K_HL2=1 2) Определение допускаемого контактного напряжения [?]Н01 и [?]Н02 соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02. [?]_HO1=1,8?HB?_1cp+ 7=1,8?210+67=445 Н/?мм?^2 [?]_HO2=1,8?HB?_2cp+ 7=1,8?177,5+67=386,5 Н/?мм?^2 3) Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни [?]Н01 и колеса [?]Н02. [?]_H1=K_HL1 [?]_HO1=1?445=445 Н/?мм?^2 [?]_H2=K_HL2 [?]_HO2=1?386,5=386, Н/?мм?^2 Среднее допускаемое контактное напряжение [?]_H=1,15[?]_H2=1,5 386,5=420 Н/?мм?^2
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
1) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL1. K_FL1=v(6&N_F0?N_1 ); K_FL2=v(6&N_F0?N_2 ), где N_F0=4??10?^6 – число циклов перемены напряжений для всех видов сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). N_1=N_2=573?50,001?18 88=535??10?^6 Так как N?N_F0, то K_FL1=K_FL2=1 2) Определение допускаемого напряжения изгиба [?]F01 и [?]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F01 и N_F02. [?]_FO1=1,03?HB?_1cp 1,03?210=216,3 Н/?мм?^2 [?]_FO2=1,03?HB?_2cp 1,03?177,5=182,8 Н/?мм?^2 3) Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [?]F01 и колеса [?]F02. [?]_F1=K_FL1 [?]_FO1=1?216,3=216, Н/?мм?^2 [?]_F2=K_FL2 [?]_FO2=1?182,8=182, Н/?мм?^2 Механические характеристики материалов зубчатой передачи занесены в таблицу 2. Таблица 2 Элемент передачи Марка стали Dпред Термооб-р ботка НВ1ср ?в ?-1 [ ]Н [?]F Sпред НВ2ср Н/мм2 Шестерня 40 120 У 210 700 300 20 216,3 Колесо 35 Любые размеры Н 177,5 550 23 182,8
Раздел 3. Расчет зубчатой передачи редуктора.
3.1 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
1) Определение главного параметра – внешний делительный диаметр колеса de2. d_e2?165?((uT_2??10?^3 /(?_H [?]_H^2 ) K_H?,) где T2 = 12,989 Н?м – вращающий момент на тихоходном валу; [?]H = 420 Н/мм2 – допускаемое контактное напряжение колеса; u = 2,0 – передаточное число закрытой передачи; KH? = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями; ?Н = 1 – коэффициент вида конических колес с прямыми зубьями. тогда, d_e2=87,34 мм?90 мм 2) Определение углов делительных конусов шестерни ?1 и колеса ?2. ?_2=arctg (u)=arctg (2)=63,43495 ? ?_1=90 ?-?_2=26,56505 ? 3) Определение внешнего конусного расстояния R_e. R_e=d_e2/(2 sin???_2 ? )=90/(2 sin?63,43495 )=50,31153 мм 4) Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса b. b=?_R R_e где ?_R = 0,285 – коэффициент ширины венца. b=0,285?50,31153=14,3 6?14 мм 5) Определение внешнего окружного модуля mie для колес с круговыми зубьями. m_e=(14T_2??10?^3 )/(?_F d_e2 b[?]_F ) K_F?, [?]F = 182,8 Н/мм2 – допускаемое напряжение изгиба материала колеса; KF? = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями; ?F = 0,85 – коэффициент вида конических колес, для колес с прямыми зубьями. Тогда, m_e=0,93 мм 6) Определение числа зубьев колеса z2 и шестерни z1. z_2=d_e2/m_ie =90/0,93=96 z_1=z_2/u=96/2=48
7) Определение фактического передаточного числа uф и проверить его отклонение ?u от заданного u. u_ф=z_2/z_1 =96/48=2 ?u=|u_ф-u|/u?100%=0%‹4% 8) Определение действительных углов делительных конусов шестерни ?1 и колеса ?2. ?_2=arctg (u_ф )=arctg (2,0)=63,43495 ? ?_1=90 ?-?_2=26,56505 ? 9) Определение коэффициента смещения инструмента шестерни xе1 и колеса xе2 для колес с прямыми зубьями. x_e1=0,2 x_e2=-x_e1=-0,2 10) Определение фактических внешних диаметров шестерни и колеса. Делительный диаметр шестерни: d_e1=m_e z_1=0,93?48=44,64 мм Делительный диаметр колеса: d_e2=m_e z_2=0,93?96=89,28 мм Диаметр вершин зубьев шестерни: d_ae1=d_e1+2(1+x_е1 ) m_e cos???_1=?=44,64+2?(1+0, )?0,93?cos??26,56505 ?=? 46,64 мм Диаметр вершин зубьев колеса: d_ae2=d_e2+2(1-x_е1 ) m_e cos???_2=?=89,28+2?(1-0 2)?0,93?cos??63,43495 ?=? 89,95 мм Диаметр впадин зубьев шестерни: d_fe1=d_e1-2(1,2-x_e ) m_e cos???_1=?=44,64-2?(1,2- ,2)?0,93?cos??26,5650 ?=? 42,98 мм Диаметр впадин зубьев колеса: d_fe2=d_e2-2(1,2+x_e ) m_e cos???_2=?=89,28-2?(1,2 0,2)?0,93?cos??63,434 5 ?=? 88,12 мм 11) Определение среднего делительного диаметра шестерни d1 и колеса d2. d_1=?0,857d?_e1=0,85 ?44,64=38,256 мм d_2=?0,857d?_e2=0,85 ?89,28=76,513 мм
3.2 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи
1) Проверка пригодности заготовки колес. Условие пригодности заготовок колес: D_заг?D_пред; S_заг?S_пред Диаметр заготовки шестерни: D_заг=d_ae1+6=46,64+ =52,64 мм 52,64 мм?120 мм Толщина диска: S_заг=8m_e=8?0,93=7, 4 мм Толщина диска для выбранного материала не нормируется. 2) Проверка контактных напряжений ?Н. ?_H=470v((F_1 v(u_ф^2+1))/(?_H d_e2 b) K_H? K_H? K_Hv )?[?]_H, где F1 – окружная сила в зацеплении: F_1=(2T_2??10?^3)/d_2 =(2?12,989??10?^3)/76 513=339,524 Н K_H?=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; K_Hv – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колес v и степени точности передачи; v=(?_2 d_2)/(2??10?^3 )=(50,001?76,513)/(2? 10?^3 )=1,91 м/с?4 м/с тогда, степень точности прямозубой конической передачи равна 8, а K_Hv=1,08 ?_H=470v((339,524?v(2^ +1))/(1?89,28?14)?1?1 1,08)=40 ,2 Н/?мм?^2?420 Н/?мм?^2 Условие прочности выполняется. 3) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни ?F1 и колеса ?F2. ?_F2=Y_F2 Y_? F_1/(?_F bm_e ) K_F? K_F? K_Fv?[?]_F2, ?_F1=?_F2 Y_F1/Y_F2 ?[?]_F1, где, K_F?=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; K_Fv – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колес v и степени точности передачи; так как, степень точности прямозубой конической передачи равна 8, то K_Fv=1,2; Y_?=1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависит от эквивалентного числа зубьев шестерни zv1 и колеса zv2: z_v1=z_1/cos???_1 ? =48/0,89442=54 Тогда Y_F1=3,566 z_v2=z_2/cos???_2 ? =101/0,44721=215 Тогда Y_F2=3,63 ?_F2=3,566?1 339,524/(0,85?14?0,93 ?1?1?1,2=132 Н/?мм?^2?216,3 Н/?мм?^2 ?_F1=132 3,566/3,63=130 Н/?мм?^2?182,8 Н/?мм?^2
Условие прочности выполняется. Параметры зубчатой конической занесены в таблицу 3. Таблица 3. Проектный расчет Параметр Значение Па аметр Значение Внешнее конусное расстояние Re, мм 50,3 Внешний делительный диаметр, мм: шестерни de1 колеса de2
45 89 Внешний окружной модуль me, мм 0,93 Ширина зубчатого венца b, мм 14 Внешний диаметр окружности вершин, мм: шестерни dae1 колеса dae2
Раздел 4. Выбор материала открытой цилиндрической передачи. Определение допустимых напряжений.
4.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес
1) В качестве материала для зубчатой пары колес возьмем сталь, для шестерни 40, для колеса 35. 2) Для шестерни выберем термообработку «Улучшение», для колеса «Нормализация». 3) Интервал твердости зубьев шестерни 192…228 НВ, а у колеса 163…192 НВ, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса. 4) Определение средней твердости зубьев шестерни (НВ1ср) и колеса (НВ2ср). ?HB?_1cp=(192+228)/2= 10 ?HB?_2cp=(163+192)/2 177,5 5) Механические характеристики стали для шестерни: ?в = 700 Н/мм2 ?-1 = 300 Н/мм2 Механические характеристики стали для колеса: ?в = 550 Н/мм2 ?-1 = 235 Н/мм2 6) Предельное значение диаметра заготовки для шестерни (Dпред) составляет 120 мм, а для колеса предельная толщина обода (Sпред) может иметь любые размеры.
4.2 Определение допускаемых контактных напряжений
1) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2. K_HL1=v(6&N_H01?N_1 ); K_HL2=v(6&N_H02?N_2 ), где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). N=573?L_h, где ? = 100,002 с-1 – угловая скорость соответствующего вала, L_h – срок службы привода (ресурс). L_h=8?365?24?1/3?0,8 18688 N_1=N_2=573?100,001?18 88=1071??10?^6 N_H01=10??10?^6 N_H02=10??10?^6 Так как N?N_H0, то K_HL1=K_HL2=1 2) Определение допускаемого контактного напряжения [?]Н01 и [?]Н02 соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02. [?]_HO1=1,8?HB?_1cp+ 7=1,8?210+67=445 Н/?мм?^2 [?]_HO2=1,8?HB?_2cp+ 7=1,8?177,5+67=386,5 Н/?мм?^2 3) Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни [?]Н01 и колеса [?]Н02. [?]_H1=K_HL1 [?]_HO1=1?445=445 Н/?мм?^2 [?]_H2=K_HL2 [?]_HO2=1?386,5=386, Н/?мм?^2 Среднее допускаемое контактное напряжение [?]_H=1,15[?]_H2=1,5 386,5=420 Н/?мм?^2
4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
1) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL1. K_FL1=v(6&N_F0?N_1 ); K_FL2=v(6&N_F0?N_2 ), где N_F0=4??10?^6 – число циклов перемены напряжений для всех видов сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). N_1=N_2=573?100,002?18 88=535??10?^6 Так как N?N_F0, то K_FL1=K_FL2=1 2) Определение допускаемого напряжения изгиба [?]F01 и [?]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F01 и N_F02. [?]_FO1=1,03?HB?_1cp 1,03?210=216,3 Н/?мм?^2 [?]_FO2=1,03?HB?_2cp 1,03?177,5=182,8 Н/?мм?^2 3) Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [?]F01 и колеса [?]F02. [?]_F1=K_FL1 [?]_FO1=1?216,3=216, Н/?мм?^2 [?]_F2=K_FL2 [?]_FO2=1?182,8=182, Н/?мм?^2 Механические характеристики материалов зубчатой передачи занесены в таблицу 4. Таблица 4 Элемент передачи Марка стали Dпред Термооб-р ботка НВ1ср ?в ?-1 [ ]Н [?]F Sпред НВ2ср Н/мм2 Шестерня 40 120 У 210 700 300 20 216,3 Колесо 35 Любые размеры Н 177,5 550 23 182,8
Раздел 5. Расчет открытой передачи.
5.1 Проектный расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
1) Определение главного параметра – межосевого расстояния aw. a_w?K_a (u+1) ?((T_1??10?^3)/(?_a u^2 [?]_H^2 )) K_H?, где Кa = 49,5 – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач; ?_a=0,2 – коэффициент ширины венца, в открытых передачах; u = 3,1415 – передаточное число открытой передачи; T1 = 6,905 Н?м – вращающий момент на приводном валу рабочей машины; [?]_Н=420 Н/?мм?^2 – среднее допускаемое контактное напряжение; K_H?=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев. a_w=55,49 мм?56 мм 2) Определение модуля зацепления. m?(2K_m T_1??10?^3)/(d_2 b_2 [?]_F )+30% K_m=6,8 – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач; d_2 – делительный диаметр колеса: d_2=(2a_w u)/(u+1)=(2?56?3,141 )/(3,1415+1)=84,957 мм b_2 – ширина венца колеса: b_2=?_a a_w=0,2?56=11,2 мм [?]_F=182,8 Н/?мм?^2 – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом; m=(2?6,8?6,905??10?^3 /(84,957?11,2?182,8)+ 0%=0,702 мм?1 мм 3) Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса. z_?=z_1+z_2=(2a_w)/m (2?56)/1=112 4) Определение числа зубьев шестерни. z_1=z_?/(1+u)=112/(1+ ,1415)=27 5) Определение числа зубьев колеса. z_2=z_?-z_1=112-27=85 6) Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонение ?u от заданного u. u_ф=z_2/z_1 =85/27=3,1481 ?u=|u_ф-u|/u?100%=0,2 %‹4% 7) Определение фактического межосевого расстояния aw. a_w=((z_1+z_2)m)/2=60 8) Определение фактических основных геометрических параметров передачи. Делительный диаметр шестерни: d_1=mz_1=1?27=27 мм Делительный диаметр колеса: d_2=mz_2=1?85=85 мм Диаметр вершин зубьев шестерни: d_a1=d_1+2m=27+2?1=2 мм Диаметр вершин зубьев колеса: d_a2=d_2+2m=85+2?1=8 мм Диаметр впадин зубьев шестерни: d_f1=d_1-2,4m=27-2,4 1=24,6 мм Диаметр впадин зубьев колеса: d_f2=d_2-2,4m=85-2,4 1=83,6 мм Ширина венца шестерни: b_1=b_2+3=11,2+3=14,2 мм 5.2 Проверочный расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
1) Проверка межосевого расстояния aw. a_w=((d_1+d_2))/2=(27+ 5)/2=60 2) Проверка пригодности заготовки шестерни. D_заг?D_пред D_заг – диаметр заготовки шестерни: D_заг=d_a1+6=29+6=35 мм D_пред=120 мм – предельное значение заготовки шестерни. 35 мм?120 мм 3) Проверка пригодности заготовки колеса. S_заг?S_пред S_заг – толщина диска заготовки колеса: D_заг=8m=8 мм D_пред – предельное значение заготовки шестерни, может иметь любые значения. 4) Проверка контактных напряжений ?н. ?_н=Kv((F_1 (u_ф+1))/(d_2 b_2 ) K_H? K_H? K_Hv )?[?]_н
где, K=436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых пердач; F1 – окружная сила в зацеплении: F_1=(2T_1??10?^3)/d_2 =(2?6,905??10?^3)/85= 62,553 Н K_H?=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес; K_Hv – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колес v и степени точности передачи; v=(?_1 d_2)/(2??10?^3 )=(100,002?84,957)/(2? 10?^3 )=4,25 м/с?6 м/с тогда, степень точности прямозубой цилиндрической передачи равна 8, а K_Hv=1,24 ?_н=436v((162,553?(3,1 81+1))/(85?11,2) 1?1?1,24)=398,75 Н/?мм?^2 398,75 Н/?мм?^2?420 Н/?мм?^2 Условие прочности выполняется. 5) Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни ?F1 и колеса ?F2. ?_F2=Y_F2 Y_? F_1/(b_2 m) K_F? K_F? K_Fv?[?]_F2, ?_F1=?_F2 Y_F1/Y_F2 ?[?]_F1, где, K_F?=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; K_F?=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес; K_Fv – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колес v и степени точности передачи; так как, степень точности прямозубой цилиндрической передачи равна 8, то K_Fv=1,58; K_?=1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависит от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2: Так как z1 = 27, то Y_F1=3,845; Так как z2 = 85, то Y_F2=3,605; Y_F1=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач ?_F2=3,605?1 162,553/(11,3?1)?1?1?1 58=81,937 Н/?мм?^2?216,3 Н/?мм?^2 ?_F1=?_F2 Y_F1/Y_F2 =81,937 3,845/3,605=87,392 Н/?мм?^2?182,8 Н/?мм?^2
Условие прочности выполняется. Параметры зубчатой цилиндрической занесены в таблицу 5. Таблица 5. Проектный расчет Параметр Значение Па аметр Значение Межосевое расстояние aw, мм 56 Внешний делительный диаметр, мм: шестерни d1 колеса d2
27 85 Модуль зацепления m, мм 1 Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b1 колеса b2
Окружная сила в зацеплении на колесе: F_t2=(?2T?_2 ??10?^3)/d_e2 =(2?12,989??10?^3)/89 291,9 H Окружная сила в зацеплении на шестерне: F_t1=F_t2=291,9 Н Радиальная сила в зацеплении на шестерне: F_r1=F_t1 tg? cos?_1=291,9?tg 20°?cos 26,56505°=95 H Осевая сила в зацеплении на шестерне: F_a1=F_t1 tg? cos?_1=291,9?tg 20°?sin 26,56505°=47,5 H Радиальная сила в зацеплении на колесе: F_r2=F_a1=47,5 Н Осевая сила в зацеплении на колесе: F_a2=F_r1=95 Н
6.2 Определение консольных сил
1) Цилиндрическая открытая передача. Окружная сила на колесе: F_опt2=(?2T?_1 ??10?^3)/d_2 =(2?6,905??10?^3)/85= 62,5 H Радиальная сила на колесе: F_r2=F_t2 tg? ?=20 ? – угол зацепления F_r2=162,5?0,364=59, Н На тихоходном валу: F_м=125v(T_2 )=125v12,989=450,5 Н
Рисунок 2. Схема нагружения валов конического одноступенчатого редуктора с муфтой и цилиндрической передачей. ? Раздел 7. Разработка чертежа общего вида редуктора.
7.1 Выбор материала валов
В качестве материала для вала возьмем сталь 40 с термообработкой «Улучшение». Механические характеристики стали: ?в = 700 Н/мм2 ?? = 400 Н/мм2 ?-1 = 300 Н/мм2
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [?]к=10…20 Н/мм2. Так как для быстроходных валов используют меньшие значения [?]к, а для тихоходных – большие, то для дальнейшего расчета быстроходного вала принимаем [?]к=10 Н/мм2, для тихоходного – [?]к=15 Н/мм2.
7.3 Определение геометрических параметров степеней валов
1-я ступень (под элемент открытой передачи). Диаметр ступени d_1: d_1=?((M_k??10?^3)/(0, [?]_k )), где M_k=T_1=6,905 Н?м – крутящий момент, равный вращающему моменту вала; d_1=?((6,905??10?^3)/( ,2?10))=15,11 мм?17 мм Длина ступени l_1 (под шкив): l_1=(1,2…1,5) d_1=1,2?17=20,4 мм?20 мм Размер фаски с: с = 1,0, определяется в зависимости от диаметра d_1=17 мм 2-я ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник). Диаметр ступени d_2: d_2=d_1+2t, где t=2,0 – высота буртика, при d_1=17 мм, d_2=17+2?2=21 мм?20 мм Длина ступени l_2: l_2=0,6d_4=0,6?28=16 8 мм?17 мм 3-я ступень (под шестерню). Диаметр ступени d_3: d_3=d_4+3,2r=30+3,2? ,2=37,04 мм?38 мм где r=2 – фаска подшипника Длина ступени l_3: определяется графически на эскизной компоновке. 4-я ступень (под подшипник). Диаметр ступени d_4: d_4=d_5+(2…4)=24+4=2 мм?30 мм, Длина ступени l_4: определяется графически на эскизной компоновке. 5-я ступень (упорная или под резьбу). Диаметр ступени d_5: d_5=24 мм, определяется в зависимости от d_2. Длина ступени l_5: l_5=0,4d_4=0,4?30=12 мм
1-я ступень (под полумуфту). Диаметр ступени d_1: d_1=?((M_k??10?^3)/(0, [?]_k )), где M_k=T_1=12,989 Н?м – крутящий момент, равный вращающему моменту вала; d_1=?((12,989??10?^3)/ 0,2?15))=16,3 мм?17 мм Длина ступени l_1 (под шкив): l_1=(1,2…1,5) d_1=1,2?17=20,4 мм?20 мм Размер фаски с: с = 1,0, определяется в зависимости от диаметра d_1=17 мм 2-я ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник). Диаметр ступени d_2: d_2=d_1+2t, где t=2,0 – высота буртика, при d_1=17 мм, d_2=17+2?2=21 мм?20 мм Длина ступени l_2: l_2=1,25d_2=1,25?20= 5 мм 3-я ступень (под колесо). Диаметр ступени d_3: d_3=d_2+3,2r=20+3,2? =26,4 мм?26 мм где r=2 – фаска подшипника Длина ступени l_3: определяется графически на эскизной компоновке. 4-я ступень (под подшипник). Диаметр ступени d_4: d_4=d_2=20 мм, Длина ступени l_4: l_4=T+c T=15,5 мм, с=12 мм – осевые размеры подшипников, определяются в зависимости от d_4; l_4=15,5+12=27,5 мм?28 мм 5-я ступень (упорная или под резьбу). Диаметр ступени d_5: d_5=d_3+3f f=1 мм – ориентировочная величина фаски ступицы d_5=26+3?1=29 мм?30 мм Длина ступени l_5: определяется графически на эскизной компоновке.
7.4 Предварительный выбор подшипников качения
1) Для быстроходного вала конической передачи с частотой вращения 954,958 об/мин выберем подшипники роликовые конические типа 7000, с серией легкой и углом контакта ?=11…16 ? и схемой установки 4 (врастяжку). Для тихоходного вала конической передачи с частотой вращения 477,479 об/мин выберем подшипники роликовые конические типа 7000, с серией легкой и углом контакта ?=11…16 ? и схемой установки 3 (враспор). 2) Выбор подшипников по величине диаметра внутреннего кольца. Быстроходный вал: На четвертую ступень с d4 = 30 мм выберем подшипники типа 7206. Тихоходный вал: На вторую и четвертую ступени с d2 = d4 = 20 мм выберем одинаковые подшипники типа 7204. 3) Основные параметры подшипников. Подшипник 7204: d = 20 мм – диаметр внутреннего кольца подшипника; D = 47 мм – диаметр наружного кольца подшипника; B = 14 мм – ширина шарикоподшипников; Т = 15,5 мм, с = 12 мм – осевые размеры роликоподшипников; Сr = 19,1 кН – динамическая грузоподъемность; С0r = 19,1 кН – статическая грузоподъемность. Подшипник 7206: d = 30 мм – диаметр внутреннего кольца подшипника; D = 62 мм – диаметр наружного кольца подшипника; B = 16 мм – ширина шарикоподшипников; Т = 17,5 мм, с = 14 мм – осевые размеры роликоподшипников; Сr = 29,8 кН – динамическая грузоподъемность; С0r = 22,3 кН – статическая грузоподъемность.
7.4 Разработка чертежа общего вида редуктора
Высота головки зуба: h_ae=m_e=0,93 мм Высота ножки зуба: h_fe=1,2m_e=1,2?0,93 1,1 мм S=2,5m_e=2,5?0,93=2, 25 мм S_0=1,2m_e=1,2?0,93= ,1 мм b_3=m_e=0,93 см Наружный диаметр ступицы: d_ст=(1,55…1,6) d_3=1,6?26=41,6 мм Длина ступицы: l_ст=(1,1…1,5) d_3=1,1?26=28,6 мм
Зазор контура внутренней поверхности стенок: x=?L+3 мм L=92,12 мм x=?92,12+3 мм?8 мм Длина третьей ступени тихоходного вала: l_3=36,6 мм. Длина пятой ступени тихоходного вала: l_5=72,34 мм. Длина третьей ступени быстроходного вала: l_3=15,55 мм. Точка приложения реакций подшипников быстроходного вала: a_Б=0,5(T+(d+D)/3 e)=0,5(17,5+(30+62)/ 0,36)=14,27 мм. Тогда, a_1=12,35 мм. a_2=2,5a_1=30,875 мм, или a_2=0,6l l=L+2a_Б=92,12+2?14, 7=120,66 мм. a_2=0,6?120,66=72,396 мм. Примем, a_2=72,396 мм, выбрав большее из получившихся значений. Длина четвертой ступени быстроходного вала: l_4=78,86 мм. Точка приложения реакций подшипников тихоходного вала: a_Т=0,5(T+(d+D)/3 e)=0,5(15,5+(20+47)/ 0,36)=11,77 мм. Материал валов, размеры ступеней и параметры подшипников занесены в таблицу 6. Таблица 6. Вал Материал – сталь 40 ?в = 700 Н/мм2 ?? = 400 Н/мм2 ?-1 = 300 Н/мм2 Размеры ступеней, мм Подшипники d1 d2 d3 d4 d5 Типо азмер d?D?T, мм Грузоподъемность динами-ческая Сr, кН статиче-ская С0r, кН l1 l2 l3 l4 l5 Быстроход-ный 17 20 8 30 24 7206 30?62?1 ,5 29,8 22, 20 17 15,55 78,86 12 Тихоходный 17 20 26 0 30 7204 20?47?15,5 19,1 13,3 20 25 36,6 28 72,34
Раздел 8. Расчетная схема валов редуктора...
* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.
