Курсовая.fin.v3 (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (1)), страница 2
Описание файла
Файл "Курсовая.fin.v3" внутри архива находится в следующих папках: Готовый курсовой проект неизвестного варианта (1), РПЗ. Документ из архива "Готовый курсовой проект неизвестного варианта (1)", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы конструирования приборов (окп)" из , которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "основы конструирования приборов (окп)" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Курсовая.fin.v3"
Текст 2 страницы из документа "Курсовая.fin.v3"
По заданию, срок службы передачи определяется сроком службы двигателя: L = 5000 часов.
Частота вращения для колес пятой передачи:
-
для ведомого колеса: ;
-
для ведущего колеса: .
В итоге получаем:
Для колеса:
, т.к.
;
Для шестерни:
, т.к.
;
Модуль зацепеления следует определить по ведомому колесу, т.к. материалы шестерен и колес разные и для колеса отношение больше, чем для шестерни.
Поэтому, по формуле написанной выше:
В соответствии с рекомендуемыми значениями модулей зубчатых колес (табл.6, [1]), примем m = 0.8 мм и назначим данное значение модуля для всех передач привода.
Теперь рассчитаем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса.
, где
σHR - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соотвествующий базовому числу циклов перемены напряжений NH0;
zR - коэффициент, учитывающий шереховатость сопряженных поверхностей, zR = 1;
zV - коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, zV = 1;
KHL - коэффициент долговечности;
SH - коэффициент безопасности, SH = 1.1.
, где NH0 - базовое число циклов перемены напряжений; NH - расчетное число циклов нагружения.
.
Для колеса:
- для стальных колес закаленных до HRC = 45...50.
w = 6 - для стальных колес.
n = 21 об/мин.
Для шестерен:
- для стальных колес закаленных до HRC = 55...65.
w = 6 - для стальных колес.
n = 63 об/мин.
Геометрический расчет кинематики проектируемой конструкции
Передачи в приводе - цилиндрические с прямозубыми колесами.
Определим размеры элементов передач.
Делительный диаметр: .
Диаметр вершин зубьев: .
Диаметр впадин: .
Ширина колеса: .
Ширину шестерни: .
Делительное межосевое расстояние: .
c* - коэффициент радиального зазора, c* = 0.35, т.к. 0.5 < m = 0.8 < 1.
β - угол наклона зубьев, β = 0, т.к. колеса прямозубые.
- коэффициент граничной высоты, .
ψbm - коэффициент ширины зубчатого венца, ψbm = 4.
x - коэффициент смещения производящего контура, x = 0, т.к. передача выполняется с нулевыми колесами.
Для всех ведущих колес:
Для всех ведомых колес:
Межосевое расстояние: .
Сведем полученные данные для всех колес привода в таблицу
№ колеса | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
d, мм | 22.4 | 67.2 | 22.4 | 67.2 | 22.4 | 67.2 | 22.4 | 67.2 | 22.4 | 67.2 |
, мм | 24.0 | 68.8 | 24.0 | 68.8 | 24.0 | 68.8 | 24.0 | 68.8 | 24.0 | 68.8 |
, мм | 20.24 | 65.04 | 20.24 | 65.04 | 20.24 | 65.04 | 20.24 | 65.04 | 20.24 | 65.04 |
b, мм | 3.2 | 4.0 | 3.2 | 4.0 | 3.2 | 4.0 | 3.2 | 4.0 | 3.2 | 4.0 |
, мм | 44.8 | 44.8 | 44.8 | 44.8 | 44.8 |
Размеры шестерни первой ступени позволяют закрепить её на валу двигателя ДАТ-42461, диаметр вала которого .
Расчет валов и опор редуктора
Расчет валов
Из анализа эскизного чертежа общего вида определяем конфигурацию наиболее нагруженного вала проектируемой конструкции. Наиболее нагруженным валом является выходной вал. В качестве матириала валов редуктора будем использовать сталь 40Х.
Основные характеристики стали 40Х | |
, МПа | 380 |
, МПа | 860 |
, МПа | 295 |
HB | 235 |
G, МПа | 0.85·105 |
Проведём расчет диаметра наиболее сильно нагруженного вала - выходного вала.
Рассчитаем силы, действущие на вал, по формулам: и , где d - диаметр начальной окружности колеса (в нашем случае примем d равным диаметру делительной окружности), d = 67.2 мм;
MKP - крутящий момент на валу, MКР = 1300 Н∙мм; .
Согласно принятию (*), рассчитаем расстояние между точками приложения сил на валах:
Найдем неизвестные реакции x1, x2, y1, y2, используя законы равновесия для моментов и сил:
Плоскость ZX:
Плоскость ZY:
Найдем радиальные нагрузки:
Моменты на валу в сечении колеса:
плоскость ZX:
плоскость ZY:
Изгибающий момент:
Теперь рассчитаем диаметр вала, исходя из нагрузок на нём.
, где и - изгибающий и крутящий моменты соотвественно.
Диаметр вычисляется по формуле:
Примем диаметр выходного вала равным 4 мм и для технологичности процесса назначим такой же диаметр для остальных валов редуктора.
Обоснование выбора и расчет опор
Так как в ТЗ задано серийное производство, то с целью уменьшения стоимости изделия выберем для разрабатываемого редуктора подшипники скольжения. Расчет произведем по критерию прочности и критерию теплостойкости [6]. Выберем цилиндрические опоры скольжения из материала БрОЦС6-6-3.
Теперь рассчитаем диаметр цапфы вала по допускаемому удельному давлению и допускаемому напряжению изгиба. Равномерно распределенную нагрузку, действующую на цапфу заменим сосредоточенной нагрузкой, приложенной в середине длины цапфы. Условие прочности для опасного сечения имеет вид:
, где λ - относительная длина цапфы, для редукторов λ = 0.5...1.2. Назначим λ = 1. Значение P = 31.12 Н.
По конструктивным соображением примем d = 4 мм.
Тогда длина цапфы: l = λ∙d = 4 мм.
Удельная нагрузка в подшипнике должна удовлетворять условию:
, где d и l - диаметр и длина подшипника, мм; P - сила, действующая на подшипник, Н.
Окружная скорость на шейке вала опрделеяется по формуле:
, где n- частота вращения вала, мин-1.
Расчет будем производить для наиболее нагруженного вала - выходного.
;
Выбранный материал опор скольжения удовлетворяет заданной нагрузке.
Поскольку радиальные нагрузке выше осевых, то будем рассчитывать момент трения в опоре скольжения по формуле:
, где f - коэффициент трения. Для пары сталь-бронза f =0.05.
Момент трения равен:
КПД рассчитанной опоры определим по формуле:
Точностной расчет разрабатываемой кинематики
Назначим вид сопряжения G и 6-ю степень точности для нашей передачи. Точностной расчет будем производить теоретико-вероятностным методом, выбор метода основан на серийном производстве разрабатываемого редуктора.
Заполним таблицу данными для последующих расчетов для шестерен и колес привода.
Параметр | Шестерня (m = 0.8 мм; d = 22.4 мм; z = 28) | Колесо (m = 0.8 мм; d = 67.2 мм; z = 84) | |
Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса, FP, мкм | 19 | 25 | |
Допуск на местную кинематическую погрешность, f'i | 16 | ||
Допуск на погрешность профиля, ff | 8 | ||
Коэффициент фазовой компенсации | K | 0.93 | |
KS | 0.74 |
Вероятность выхода параметра за пределы допуска примем равной p = 1%.
-
Расчет кинематических погрешностей вероятностным методом.
Минимальное значение кинематической погрешности:
, где - допуск на кинематическую погрешность, определяется по формуле: .
Получаем:
Максимальное значение кинематической погрешности:
, где - приведенные погрешности монтажа шестерен и колес.
Примем , тогда:
Погрешность передач в угловых минутах:
Определим передаточные коэффициенты передач:
Будем считать что выходной вал поворачивается на угол 360°, что соответствует наихудшему случаю.
Тогда значения коэффициента :
Значения максимальной кинематической погрешности узлов привода: