курсовая. Взам инв. Подпись и дата

• Название: Взам инв. Подпись и дата
• Анкор: курсовая
• Дата: 01.04.2023
• Размер: 400.16 Kb.
• Имя файла: kursovaya_rabota_markin.docx
• Тип: Документы; #1029368
• страница: 2 из 4

7) Размеры заготовок

• 
  Диаметр заготовки шестерни: D_заг1 = d_a1 + 6 = …………..мм.
  
• 
  D_заг1 = 44 + 6 = 50 мм.
  

Для колеса с выточками:

толщина диска С_заг1 = 0,5×b₁ = ……………….. мм;

С_заг1= 0,5 × 55 = 27,5 мм

толщина обода заготовки колеса S_заг1 = 8×m = ……………. мм.

S_заг1 = 8 × 2 = 16 мм

Предельные размеры заготовок для СТ 45:

D_пр1 = 80 мм; S_пр1 = 50 мм.

• 
  Диаметр заготовки колеса: D_заг2 = d_a2 + 6 = ………………. мм.
  
• 
  D_заг2 = 164 + 6 = 170 мм
  

Для колеса с выточками:

толщина диска С_заг2 = 0,5×b₂ = ……………….. мм;

С_{заг2 =} 0,5 × 50 = 25 мм.

толщина обода заготовки колеса S_заг2 = 8×m =…………… мм.

S_{заг2 =} 8 × 2 = 16 мм

Предельные размеры заготовок для стали 40ХН:

D_пр2 = 315 мм; S_пр2 = 200 мм

Условия пригодности заготовок выполняются, так как D_заг = D_пр ; C_заг < S_пр и S_заг < S_пр .

8) Определение усилий в зацеплении:

Окружная сила F_t = 2×10³×Т₁ /d₁ =….. Н

F_t = 2 × 10³ × 0,08 × 10³ /40=4000
Радиальная сила F_r = F_t×tg  = …………. Н,

F_{r =} 4000 × 0,364 = 1456 H

где  = 20 - делительный угол

9) Проверочный расчёт по контактным напряжениям:



= 736,2 МПа

где Z_Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес Z_Е =190 МПа^1/2;

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для прямозубых передач:



= 0,879

ε_a - коэффициент торцевого перекрытия:

ε_a ≈ [(1,88-3,2(1/z₁ +1/z₂)] =……………

ε_a ≈ [(1,88-3,2(1/20 +1/80)]= 1,68

Z_н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для прямозубых цилиндрических передач Z_H ≈ 2,49 ;

u = u_ф = 4- фактическое передаточное число;

d₁ - 40 делительный диаметр шестерни, мм;

b₂ - 50 ширина венца зубчатого колеса, мм;

K_H - коэффициент нагрузки:

К_Н = К_Н ×К_Н

К_{Н =} 1,06 × 1,18 = 1,2508

где K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При _bd = b₂/d₁ = 50/40=1,25, твердости зубьев колес  350 НВ и симметричном расположении колес относительно опор (рис.3, схема передачи №3) К_Н = 1,18 (табл.8).

К_Н - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

Определяем окружную скорость колес:


= 1,33

Для прямозубой передачи назначаем 7 степень точности изготовления (табл.6).

При = 1,33 м/с и 7 степени точности изготовления передачи К_Н = 1,08 (табл.7).

σ_H =……….МПа  [σ_H] =………. Мпа

σ_H = (736,2

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений:

σ_н = (σ_н - [σ_н])∙100/[σ_н] = …………….. %

σ_н = (736,2 -721,6) ∙100/721,6= 2,02%

Недогрузка (перегрузка) передачи составляет 2,02%, что не допустимо (допустимо).

10) Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба определяют по формуле:



= 201,2

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Для колес с наружными зубьями:

• 
  для шестерни Y_FS1 = 3,47 + 13,2/z – 27,9∙х/z + 0,0092∙х2
  
• 
  Y_FS1 = 3,47 + 13,2 / 20 = 4,13
  

для колеса Y_FS2 = 3,47 + 13,2 / z_2 – 27,9 ∙ х / z_2+ 0,0092 ∙ х²

• 
  Y_FS2= 3,47 + 13,2 / 80 = 3,635
  

где z_ - эквивалентное число зубьев, шестерни z_1 = z₁=20, колеса z_2 = z₂=80

Y_ - коэффициент, учитывающий наклон зуба: для прямозубых колес Y_ = 1;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: для прямозубых передач Y_ε = 1.

Для прямозубых передач без смещения исходного контура х₁=х₂=0 и z_ = z.

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_F×K_F = ………….,

K_F = 1,09×1,27=1,3843

где K_F - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При  = 1,33 м/с и 7 степени точности K_F= 1,09 (табл.10);

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

K_F = 1 + 1,5×(K_Н - 1) = ……………

K_F= 1 + 1,5×(1,18 - 1) = 1,27

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:



Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 ×Y_FS1/Y_FS2

σ_F1= × 4,13/3,635=228,5  [σ_F]_{1 =} 302,3

3 Расчет открытой передачи

1) Выбираем цепь ПР-15,875-23-1 по ГОСТ 13568-97

2) Минимальное число зубьев ведущей звездочки:

Z_1min = 29-2×u ≥ 13=

Z_1min = 29-2×4 ≥ 13 = 21

Принимаем Z₁ = 21

3) Определение числа зубьев ведомой звёздочки:

Z₂ = и×Z₁

Z₂₌ 4×21 = 84

4) Определение коэффициента эксплуатации

При умеренных ударных нагрузках принимаем К_Д = 1;

Коэффициент межосевого расстояния К_А = 1 при а=(30-50)×р;

При горизонтальном расположении передачи К_Н= 1;

При нерегулируемом натяжении цепи К_РЕГ= 1,25;

При периодической смазке К_СМ= 1;

При двухсменной работе К_РЕЖ=1,25 (см. табл.24).

С учетом принятых значений коэффициентов получаем:

К_Э = К_Д×К_А×К_Н×К_РЕГ×К_СМ×К_РЕЖ =

К_Э = 1×1×1×1,25×1×1,25= 1,5625

5) Определение шага цепи.

Среднее допускаемое давление в шарнирах при n₁ = 290 мин^-1:

P = ,мм.,

P = 5 = 13,5 по ГОСТ р = 13

Тогда шаг цепи:

= 16

Принимаем цепь ПР-15,875-23-1 ГОСТ 13568-97 с шагом р = 15,875 мм и разрушающей нагрузкой F_Р = 23,0кН.

6) Диаметры делительной окружности звёздочек.

Ведущей звёздочки: d_1 = р/sin(180/z₁)

d_1 = 15,875/sin(180/21) = 106,5 мм

Ведомой звёздочки: d_2 = р/sin(180/z₂)

d_2 = 15,875/sin(180/84) = 424,5 мм

7) Средняя скорость цепи:

 = (z₁×p×n₁)/(60×10³)

 = (21×15,875×640) / (60×10³) = 3,5 м/с

8) Окружная сила, передаваемая цепью:

F_t = 2000Т₁/d_1

F_t = 2000 × 8/50 = 320 H

9) Давление в шарнирах цепи:

р_о = (К_Э×F_t)/(А×К_m)

р_о = (1,5625×320/(51×1)= 9,8 Мпа

где А=51 мм² – площадь опорной поверхности шарнира (см. табл.29)

Допускаемое давление в шарнирах цепи с шагом 25,4 мм [р_о] = 28,5 МПа (см. табл.30). Поэтому условие р_о  [р_о] выполняется.

10) Предварительное значение межосевого расстояния:

А = (30-50)×р = 1209 мм. Принимаем а=1209 мм.

А = 47,6 × 25,4 = 1209 мм

11) Необходимое число звеньев цепи:





Полученное значение округляем до целого честного числа L_Р = ……. мм.

12) Уточненное значение межосевого расстояния:



=1199 мм.

Для необходимого провисания цепи необходимо уменьшить межосевое расстояние на (0,002-0,004)а.

Уменьшаем а на величину 0,003∙а =… мм

0,003 ∙ 1199 =3,5 мм

с последующим округлением до целого числа. Получаем а=1202 мм.

4 Предварительный расчет валов редуктора и конструктивные размеры посадочных деталей

Ведущий (быстроходный) вал


1) Геометрические размеры ведомого (быстроходного) вала

а) Минимальный диаметр вала рассчитывается из условия только на кручение, по пониженным допускаемым касательным напряжениям [τ]:

d = =

d_ш = =27,1

где [τ] = 15…25 Н/мм²;

[τ] = 20 Н/мм²

Т₁ - вращающий момент на входном валу в Н·мм.

Округляем до стандартной величины по таблице 45 в большую сторону d = 27 мм.

б) Диаметр вала для установки подшипников d_П:

d_П = d + 2t_цил

d_П = 27 + 2 × 3 = 33 мм

где t_цил = 3 мм определяется по таблице (табл.44 а, б).

Принимаем d_П = 35 мм.

в) Диаметр буртика подшипников d_БП:

d_БП = d_П + 3r = ………… мм,

d_{БП =} 35 + 3× 1,5 = 39,5 мм

округляем до d_БП = 40 мм,

где r = 1,5 мм определяется по таблице 44 а, б.

г) Диаметр шестерни b: 35 мм.

д) Длина вала под подшипник по ГОСТ 8338-75 ℓ_п:

ℓ_п = 21 мм

е) Длина вала для ведомого шкива ℓ_ш :

ℓ_ш = 1,5 × 21 = 31,5 мм.

е) Линейные размеры для эскизной компоновки передачи можно принимать (с последующим уточнением):

• 
  длину посадочного конца вала ℓ_МБ = 1,5d
  
• 
  ℓ_МБ = 1,5 × 21 = 31,5 мм.
  
• 
  длину промежуточного участка ℓ_КБ = 1,4d_П
  
• 
  ℓ_КБ = 1,4 ×33 = 46,2 мм.
  

Ширина буртиков подшипников уточняется после определения размеров вала; окончательные размеры ℓ_КБ, ℓ_МБ – определяются при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и муфты, конструировании корпуса редуктора.



Ведомый (тихоходный) вал
……
Рис. … - Расчетная схема ведомого (тихоходного) вала

цилиндрического прямозубого (косозубого) редуктора

1) Геометрические размеры выходного вала

а) Диаметр вала:

d = =

d= = 36,8

округляем диаметр вала до 37 мм, в большую сторону до стандартного числа по табл. (стр.45);

где Т₂ - вращающий момент на выходном валу в Н·мм;

[τ] – 15…25 Н/мм² – допускаемое напряжение на кручение, принимаем [τ] = 20 Н/мм².

б) Диаметр вала для установки подшипников d_П:

d_П = d + 2t_цил = ………… мм,

d_П = 37 + 2 × 3,5 = 44 мм
где t_цил = 3,5 мм определяется по таблице (стр. 44 а, б).

Рассчитанный диаметр d_П округляем до значения, кратного 5, т.е. d_П = 45 мм.

в) Диаметр буртика для подшипников d_БП:

d_БП = d_П + 3r =

d_БП = 45 + 3 × 2 = 51 мм;
где r = 2 мм определяется по таблице 44 а, б.

г) Диаметр буртика для колеса:

d_БК = d_К + 3f =

d_БК = 51 + 3× 1 = 54 мм

где d_К = d_БП = 51 мм – диаметр участка вала для посадки колеса;

f = 1 мм определяется по таблице 44 а, б.

д) Диаметр зубчатого колеса d_а2:

d_а2 = 164 мм.

е) Длина вала для муфты ℓ_М:

ℓ_М: = 1,5 d

ℓ_М: = 1,5 × 31 = 55

ж) Длина вала под подшипник по ГОСТ 8338-75 ℓ_п:

ℓ_п =29 мм

з) Длина вала под буртик ℓ_бп:

ℓ_бп = 5 мм;

и) Длина зубчатого колеса b:

b = 50 мм.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляется зазор а (рис. 27), определяемый по формуле:

а = + 3 мм,

а = + 3 = 8,94 мм

где L– расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм:

L = d₁ + d₂

L = 50 + 160 = 210

Для прямозубой передачи зазор а:

d₁ = 50 мм, d₂ = 160 мм, а = 8,94 мм;

Рис. 3 - Расчетная схема ведомого (тихоходного) вала

цилиндрического прямозубого редуктора


Рис.4 - Схема компоновки редуктора

4.1 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛА НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ.

Исходные данные:

Вращающие моменты М₁ = М₂ = Т₃ = 20 Н·м;

Радиальная сила F_r = 1456 Н;

Окружная сила F_t = 4000 Н;