МОЯ Пояснительная записка. работа. Курсовой проект по дисциплине "Детали машин" Привод транспортера Расчетнопояснительная записка

• Название: Курсовой проект по дисциплине "Детали машин" Привод транспортера Расчетнопояснительная записка
• Дата: 11.03.2023
• Размер: 2.93 Mb.
• Имя файла: МОЯ Пояснительная записка. работа.doc
• Тип: Курсовой проект; #980760
• страница: 3 из 7

Рабочая ширина колеса

b₄ =  _ba a_W = 0,315  200 =63 мм.

Ширина шестерни

b₃ = b₄ + (2…4) = 63 + (2…4) = 65…67 мм.

В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда R_a20 примем b₃ = 71 мм и b₄ =63 мм.

3.3.5 Модуль передачи

мм.

По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

3.3.6 Минимальный угол наклона зубьев

.

3.3.7 Суммарное число зубьев



3.3.8 Число зубьев шестерни



Примем Z₃= 35

3.3.9 Число зубьев колеса



3.3.10 Фактическое передаточное число



Расхождение = (3,57-3,55)/3,55*100%=0,56% ≤[4%]

3.4 Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

1. 
   Окружная скорость
   

м/с,

где мм  делительный диаметр шестерни.

2. 
   Уточняем коэффициенты нагрузки
   

Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_H= 1, /3, c. 19/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_F= 1,0 /3, с.24, таблица 14/ для прямозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициенты динамичности нагрузки:

- при расчете на контактную выносливость K_HV = 1,06 /3, с.17, таблица 10/;

- при расчете на изгибную выносливость K_FV = 1,11 /3, с.18, таблица 11/.

Коэффициенты нагрузки:

К_H = К_HβК_HVК_Hα = 1,01,061,0 = 1,06;

К_F = К_FβК_FV К_Fα = 1,01,111,0 = 1,11.

3.4.3 Расчетное контактное напряжение



_Н= МПа > []_H=463,9 МПа.

Перегрузка передачи по контактным напряжениям составляет:

<[5%]

что является допустимым /3, c. 23/.

4. 
   Проверка зубьев на изгибную выносливость
   
   1. 
      Напряжения изгиба в зубьях колеса
      

.

Эквивалентное число зубьев колеса



Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев



Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

2. 
   Напряжения изгиба в зубьях шестерни
   

Эквивалентное число зубьев шестерни



Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни



Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа < МПа.

4. 
   Основные геометрические размеры колес
   
   1. 
      Диаметры делительных окружностей
      

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

2. 
   Диаметры окружностей вершин зубьев
   

мм;

мм.

3.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

3.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила F_t3 = F_t4 = Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.
3.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

= 2,68097.

Максимальное контактное напряжение σ_{H max}

.



Максимальные напряжения изгиба

МПа < [σ]_Fmax3= 782,3 МПа;

МПа < [σ]_Fmax4 = 680,9 МПа.

Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

4. 
   Проектный расчет валов и компоновка редуктора
   

1. 
   Проектный расчет валов редуктора
   

4.1.1 Проектный расчет быстроходного вала редуктора.

Диаметр входного конца быстроходного вала




d_б=0,8*d_эд=0,8*38=30,4 мм

Примем d_б=32 мм

Диаметр вала под уплотнение

d_y=d_б+(4…8)=32+(4…8)=36…40 мм

Примем d_y=40 мм

d_п=d_б+(5…10)=32+(5…10)=37…42 мм

Примем d_п=40 мм

d_бп= d_п+8=40+8=48 мм

d_ш= d_бп=48 мм

2. 
   Проектный расчет промежуточного вала
   

d_ш=d_к≥_{ }
Примем d_ш=40 мм

d_бк≥d_к+6=40+6=46 мм

d_бш= d_бк=46 мм

d_п= d_ш-6=40-6=36 мм

Примем d_п=35 мм

d_бп= d_к=40 мм

2. 
   Проектный расчет тихоходного вала редуктора.
   

Примем d_т=56 мм

d_y= d_т+5=56+5=61 мм

Примем d_y=60 мм

d_п= d_т+7=56+7=63 мм

Примем d_п=65 мм

d_{бп } d_п+7=65+7=82 мм

Примем d_бп=80 мм

d_к≥ d_бп=80 мм

d_бк= d_к+7=80+7=87 мм

2. 
   Выбор подшипников качения для валов редуктора
   

Для быстроходного вала редуктора выбираем подшипник шариковый радиально-упорный легкой серии №208 ГОСТ8338-75 со следующими размерами: диаметр внутреннего кольца подшипника d=40 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=80 мм, ширина В=18 мм /1, с.12, таб.2/.

Для промежуточного вала редуктора выбираем подшипник шариковый радиально-упорный легкой серии №207 ГОСТ8338-75 со следующими размерами: диаметр внутреннего кольца подшипника d=35 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=72 мм, ширина В=17 мм /1, с.12, таб.2/.

Для тихоходного вала редуктора выбираем подшипник шариковый радиально-упорный легкой серии №207 ГОСТ8338-75 со следующими размерами: диаметр внутреннего кольца подшипника d=65 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=120 мм, ширина В=23 мм /1, с.12, таб.2/.