Курсовая работа: Кинематический расчет привода

[5, с.42];

YF2 - коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,

YF2 = 3,6 [5, с.42].

Находим отношения для шестерни по формуле [3.23]

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба F, МПа, согласно ГОСТ 21354-75 по формуле

(3.24)

где KF - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле

KF = KFKFv, (3.25)

где KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине зуба, KF = 1,12 [5, c.43];

KFv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,

KFv = 1,45 [5,с.43].

KF = 1,121,45 =1,62

МПа

условие sF < [sF ]2 выполнено.

4. Расчет цилиндрической шевронной передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение 220 HВ1 , для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение 200 HВ2

3.1 Предел контактной выносливости sHlimbi МПа, определяем согласно [5, с.34] по формуле

sHlimbi= 2 HВi + 70, (3.1)

Предел контактной выносливости шестерни Hlimb3, МПа, определяем по формуле [3.1]

sHlimb3 = 2 220 + 70 = 510 МПа

Предел контактной выносливости для зубчатого колеса Hlimb4, МПа, определяем по формуле [3.1]

sHlimb4 = 2 200 + 70 = 470 МПа

3.2 Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле

(3.2)

где KHL - коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33] по формуле, KHL1 = 1

[SН] - коэффициент безопасности, [SН] = 1,2 [5, с.33]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни , МПа, определяем по формуле [3.2]

МПа

Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса , МПа, определяем по формуле [3.2]

МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение [sн], МПа, определяем согласно [5, c.35] по формуле

(3.6)

МПа

Проверяем выполнение условия согласно [5, c.35] по формуле

(3.7)

МПа

367,5 < 481,75 МПа - условие выполнено

3.3 Межосевое расстояние aw, мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле

(3.8)

где KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки по ширине венца, KHb = 1,25 [5, с.32];

1yba - коэффициент, yba = 0,5 [5, с.32]

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

aw = 180 мм

3.4 Нормальный модуль зацепления mn,, мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле

mn = (0,01 ¸0,02) × aw , (3.9)

mn = (0,01 ¸0,02) × 180 = 1,8 ¸ 3,6 мм

принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 mn = 2,0мм

3.5 Число зубьев шестерни z3 определяем согласно [5, c.37] по формуле

(3.10)

где b - угол наклона зуба, предварительно принимаем b =35°

принимаем z3 = 35

3.6 Число зубьев зубчатого колеса z4 определяем по формуле

z4 = z3  u3, (3.11)

z4 = 35  3,15 = 110

Уточняем значение угла наклона b согласно [5, c.37] по формуле

(3.12)

откуда находим значение b = 36°20¢

3.7 Делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, определяем согласно [5, c.37] по формуле

(3.13)

Делительный диаметр шестерни d3, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d4, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

3.8 Межосевое расстояние aw, мм, уточняем согласно [5, c.37] по формуле

(3.14)

мм

3.9 Диаметры вершин зубчатых колес dai, мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле

dai = di + 2mn, (3.15)

Диаметр вершин шестерни da3, мм, определяем по формуле [3.15]

da3 = 86,9 + 2  = 90,9 мм

Диаметр вершин зубчатого колеса da4, мм, определяем по формуле [3.15]

da4 = 273,1 + 2 × 2 = 277,1 мм

3.10 Ширину колеса b4, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b4 = y × aw, (3.16)

b4 = 0,5 × 180 = 90 мм

3.11 Ширину шестерни b3, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b2 = b4 + 5, (3.17)

b1 = 90 + 5 = 95 мм

3.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybd определяем согласно [5, c.33] по формуле

(3.18)

3.13 Окружную скорость колес v, м/с, определяем согласно [5, c.294] по формуле

(3.19)

м/с

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки KH согласно [5, c.39] по формуле

KH = KHb × KHv × KHa , (3.20)

где KHb - коэффициент, KHb = 1,12 [5, с.39];

KHv - коэффициент, KHv = 1 [5, с.40];

KHa - коэффициент, KHa = 1,06 [5, с.39]

KH = 1,12 × 1 × 1,06 = 1,19

3.15 Проверку контактных напряжений sН, МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле

(3.21)

МПа

условие sH < [sH] выполнено

3.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, Ft2, Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле

(3.22)

3.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr2, Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле

(3.23)

где a = 20° - угол зацепления

3.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43] по формуле

3.19 Находим отношения согласно [5, c.295] по формуле

(3.27)

где YFi - коэффициент, учитывающий форму зуба , который следует выбирать по эквивалентному числу зубьев

Эквивалентное число зубьев определяем согласно [5, c.46] по формуле

(3.28)

Эквивалентное число зубьев шестерни zv3 определяем по формуле [3.28]

Эквивалентное число зубьев зубчатого колеса zv4 определяем по формуле [3.28]

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, YF1 = 3,61 [5, с.42]

Коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса, YF2 = 3,6 [5, с.42]

Находим отношения для шестерни по формуле (3.28)

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.28]

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20 Зубья на выносливость по напряжениям изгиба sF, МПа, согласно ГОСТ 21354-75 проверяем по формуле

(3.29)

где KF - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле

KF = KFKFv, (3.30)

где KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, KF = 1,27 [5, c.43];

KFv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,

KFv = 1,1 [5, с.43]

KF = 1,271,1 =1,4

Yb - коэффициент для компенсации погрешностей определяем согласно [5, c.46] по формуле

(3.32)

KF - коэффициент, KF = 0,92 [5, c.47]

МПа

условие sF < [sF ]4 выполнено

5. Расчет валов

5.1 Диаметр выходного конца вала редуктора dкi, мм, по расчету на кручение определяем согласно [1.c.161] по формуле

(5.1)

где [t]к - допускаемое напряжение на кручение, МПа

Диаметр выходного конца ведущего вала dв1, мм, при []к = 25 МПа определяем по формуле (5.1)

мм

принимаем: dв1 = 20 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп1 = 25 мм

Диаметр подшипниковых шеек промежуточного вала dп2, мм, при []к = 35 МПа определяем по формуле (5.1)

мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 30 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 35 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала dв3, мм, при []к = 25 МПа определяем по формуле (5.1)

мм

принимаем: dв2 = 50 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 55 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 60 мм

6 Конструктивные размеры передач

6.1 Диаметр ступицы dстi, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле

dстi = 1,6 dвi, (6.1)

Диаметр ступицы зубчатого колеса промежуточного вала dст1, мм, определяем по формуле (6.1)

dст1 = 1,6 35 = 56 мм

Диаметр ступицы зубчатого колеса ведомого вала dст2, мм, определяем по формуле (6.1)

dст2 = 1,6 60 = 96 мм

6.2 Длину ступицы Lстi, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле

Lст2 = (1,2 ¸1,5) × 60 = 72 ¸ 90 мм

принимаем Lст2 = 90 мм по ширине венца зубчатого колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7.1 Толщину стенок корпуса редуктора , мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d = 0,025 × aw + 3, = 0,025 × 180 + 3 = 7,5 мм

принимаем d= 8 мм

7.2 Толщина стенок крышки редуктора 1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле



d1 = 0,02 × aw + 3, (7.2)

1 = 0,02 × 180 + 3 = 6,6 мм

принимаем d = 8 мм

7.3 Толщину фланцев верхнего пояса корпуса редуктора b, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

b = 1,5 × d, (7.3)

b = 1,5 × 8 = 12 мм

7.4 Толщину фланцев нижнего пояса крышки редуктора b1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

b1 = 1,5 × d 1, (7.4)

b1 = 1,5 × 8 = 12 мм

7.5 Толщину фланцев нижнего пояса корпуса редуктора p, мм, определяли согласно [1.c.241] по формуле

p = 2,35 × d, (7.5)

p = 2,35 × 8 = 19 мм

7.6 Диаметр фундаментных болтов d1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d1 = (0,03 ¸ 0,036) × aw + 12, (7.6)

d1 = (0,03 ¸ 0,036) × 180 + 12 = 17,4 ¸ 18,5 мм

принимаем болты с резьбой M20

7.7 Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипников d2, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d2 = (0,7 ¸ 0,75) × d1; (7.7)

d2 = (0,7 ¸ 0,75) × 20 = 14 ¸15 мм

принимаем болты с резьбой M16

7.8 Диаметр соединяющих крышку с корпусом d3, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d3 = (0,5 ¸ 0,6) × d1, (7.8)

d3 = (0,5 ¸ 0,6) × 20 = 10 ¸12 мм

принимаем болты с резьбой M12

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений по ГОСТ 23369-78. Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

8.1 Ведущий вал

При диаметре шейки вала d = 20 мм выбираем шпонку сечением b = 6 мм, h = 6 мм, глубина паза t1 = 3,5 мм, принимаем длину шпонки L = 50 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

(8.1)

МПа

Условие sсм £ [s]см выполнено

8.2 Промежуточный вал

При диаметре шейки вала d = 35 мм, выбираем шпонку сечением b=10мм, h = 8 мм, глубина паза t1 = 5 мм, приняли длину шпонки L = 40 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении s]см = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

(8.2)

МПа

Условие sсм £ [s]см выполнено

8.3 Ведомый вал

При диаметре шейки вала d = 50 мм, выбираем шпонку сечением b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм, приняли длину шпонки L = 80 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

(8.3)

МПа

Условие sсм £ [s]см выполнено

При диаметре шейки вала d = 60 мм, выбираем шпонку сечением b = 18 мм, h = 11 мм, глубина паза t1 = 7 мм, приняли длину шпонки L = 80 мм

Проверяли выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа [3.с.77] по формуле

(8.4)

МПа

Условие sсм £ [s]см выполнено

9. Первый этап компоновки редуктора

9.1 Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1. Проводим горизонтальную линию - ось ведущего вала, наметим положение оси промежуточного вала, при этом ось промежуточного вала проводим параллельно оси ведущего вала на расстоянии aw = 180 мм. Намечаем положение оси ведомого вала, при этом ось ведомого вала проводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии aw = 180 мм.

9.2 Конструктивно упрощенно оформляем по найденным выше размерам шестерни и зубчатого колеса. Ступицы выполняем симметрично относительно зубчатого венца

9.3 Предварительно намечаем подшипники:

- ведущий вал - dп1 = 25 мм, шариковые радиальные однорядные;

- промежуточный вал - dп2 = 30 мм, шариковые радиальные однорядные;

- ведомый вал - dп2 = 55 мм, шариковые радиальные однорядные.

Данные о подшипниках выписываем из каталога ГОСТ 8338-75 и заносим в таблицу 9.1

Таблица 9.1 - Данные подшипников

Вал	Условное обозначение подшипника	d (мм)	D (мм)	В (мм)	С (кН)
Ведущий	205	25	52	15	14
Промежуточный	206	30	62	16	19,5
Ведомый	111	55	90	18	28,1

9.4 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса

Страницы: 1, 2, 3

МЕНЮ

Курсовая работа: Кинематический расчет привода

4. Расчет цилиндрической шевронной передачи

5. Расчет валов

6 Конструктивные размеры передач

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Первый этап компоновки редуктора