- •Кубанский государственный технологический университет
- •В. Г. Сутокский, с. Н. Журавлева
- •Детали машин
- •Проектирование механического привода
- •Общего назначения
- •Предисловие
- •Введение
- •1 Тематика курсовой работы
- •2 Цель курсовой работы
- •3 Исходные данные для курсовой работы
- •4 Расчет общего коэффициента полезного действия (кпд) привода и требуемой мощности электродвигателя
- •4.1 Пример расчета
- •5 Выбор электродвигателя
- •5.1 Пример расчета
- •6 Определение кинематических и силовых параметров валов привода
- •6.1 Пример расчета
- •7 Расчет зубчатой цилиндрической передачи По заданию на курсовую работу необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.
- •7.1 Пример расчета
- •Уточним фактическое передаточное число передачи
- •8 Расчет цепной передачи
- •Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.
- •Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи
- •Определим – расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
- •Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 9. Условие (56) выполняется.
- •Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм
- •9 Расчет клиноременной передачи
- •Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм
- •Определим фактическое передаточное число ременной передачи
- •Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа
- •10 Проектный расчет валов
- •Df1, d1, da1, b1 – размеры шестерни (пункт 7.1). Для тихоходного вала (рисунок 11):
- •11 Эскизная компоновка редуктора
- •11.1 Конструирование валов Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал – шестерня), если выполняется следующее условие
- •Предварительный выбор подшипников
- •11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников
- •11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений
- •11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора
- •12 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
- •13 Проверка подшипников на долговечность
- •14 Проверочный расчет тихоходного вала
- •15 Выбор шпонок и проверка их на прочность
- •16 Выполнение чертежа общего вида редуктора
- •17 Требования к оформлению курсовой работы
- •Кубанский государственный технологический университет Кафедра технической механики
- •Перечень основных частей редуктора
- •Детали машин
- •Учебное пособие
- •Цена р.
Уточним фактическое передаточное число передачи
Uф = z2 / z1 = 93 / 19 = 4,89. (29)
Отклонение фактического передаточного числа составляет
.
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности
, (30)
где КHV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости
. (31)
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643–81. Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с – 8-я степень точности, до V2 = 10 м/с – 7-я степень точности.
Значения коэффициента КHV2 приведены в таблице 6.
По данным рассматриваемого примера V2 = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента КHV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент КHV2 = 1,112.
Таблица 6 – Значения КHV2 – коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях
Степень точности |
Окружная скорость V, м/с |
|||||
1 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
7 |
– |
– |
– |
1,21 |
1,29 |
1,36 |
8 |
– |
1,08 |
1,16 |
1,24 |
– |
– |
9 |
1,05 |
1,1 |
– |
– |
– |
– |
Действительное контактное напряжение по условию (30) равно
.
Допускаемая недогрузка передачи (Н2 [ Н2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( Н2 [ Н2]) – до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.
Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит
, (32)
что меньше 15 %, а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
. (33)
Для рассматриваемого примера расчета передачи
.
Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны
,
. (34)
Диаметры вершин зубьев равны
,
. (35)
Диаметры впадин зубьев равны
,
. (36)
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
. (37)
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.
Окружные силы определяют по зависимости
(38)
Радиальные силы определяют по зависимости
(39)
где = 200 – угол зацепления.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
(40)
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 7. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dК под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.
Таблица 7 – Размеры зубчатого колеса, мм
Параметр (рисунок 4) |
Формула |
Расчет |
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dК |
dcт = 1,6 45 = 72 |
Длина ступицы |
Lст = b2 … 1,5 dК |
Lст = 45 … 1,5 45 = = 45 … 67,5. Примем Lст = 55 мм |
Толщина обода |
о = (2,5…4,0) m |
о= (2,5…4,0) 2 = 5…8 |
Диаметр обода |
Dо = dа2 – 2 о– 4,5 m |
Dо=190–2 6– 4,5 2=169 |
Толщина диска |
c = (0,2…0,3) b2 |
с =(0,2…0,3) 45 = 9…13 |
Диаметр центров Отверстий в диске |
Dотв = 0,5 (Dо+ dcт) |
Dотв= 0,5 (169+72) = 120 |
Диаметр отверстий |
dотв = (Dо – dcт) / 4 |
dотв = (169 – 72) / 4 = 24 |
Фаски |
n = 0,5 m |
n = 0,5 2 = 1 |