Курсовая.fin.v3 (1060345), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

материалыYFшестерен и колес разные и для колеса отношениебольше, чем для шестерни.[ F ]Поэтому, по формуле написанной выше:M YF K1300⋅3.73⋅1.5=0.746z bm [ F ]84⋅4⋅143В 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. HR⋅zR⋅zV⋅KHL[ H ]=, гдеSHm=K m3=1.43σHR - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соотвествующийбазовому числу циклов перемены напряжений NH0;7zR - коэффициент, учитывающий шереховатость сопряженных поверхностей, zR = 1;zV - коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, zV = 1;KHL - коэффициент долговечности;SH - коэффициент безопасности, SH = 1.1.wNH0, где NH0 - базовое число циклов перемены напряжений; NH NHрасчетное число циклов нагружения.N H=60 n c L .Для колеса:N H0=1.5⋅10 8 - для стальных колес закаленных до HRC = 45...50.w = 6 - для стальных колес.n = 21 об/мин.K HL= NH01.5⋅10 8=1.696NH60⋅21⋅1⋅5000 HR⋅z R⋅z V⋅K HL 1050⋅1⋅1⋅1.696[ H ]===1.619⋅103 МПаSH1.1K HL =w=6Для шестерен:N H0=2.5⋅108 - для стальных колес закаленных до HRC = 55...65.w = 6 - для стальных колес.n = 63 об/мин. NH082.5⋅10=1.538NH60⋅63⋅1⋅5000 HR⋅z R⋅z V⋅K HL 1050⋅1⋅1⋅1.538[ H ]===1.468⋅103 МПаSH1.1K HL =w=6Геометрический расчет кинематики проектируемойконструкцииПередачи в приводе - цилиндрические с прямозубыми колесами.Определим размеры элементов передач.mzДелительный диаметр: d=.cos mz2m h∗ax  .Диаметр вершин зубьев: da =cos mz−2m h∗a c∗−x  .Диаметр впадин: d f =cos Ширина колеса: b2 =m m .Ширину шестерни: b1=b 21...

2 m .8Делительное межосевое расстояние: a  =0.5 mz 1z 2.cos 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.h∗a - коэффициент граничной высоты, h∗a =1 .ψbm - коэффициент ширины зубчатого венца, ψbm = 4.x - коэффициент смещения производящего контура, x = 0, т.к.

передачавыполняется с нулевыми колесами.Для всех ведущих колес:mzd==m z=0.8⋅28=22.4 ммcos mzda=2m h∗ax =0.8⋅282⋅0.8⋅10=24.0 ммcos mzdf =−2m  h∗a c∗−x=0.8⋅28−2⋅0.8⋅10.35−0=20.24 ммcos b1=b 21... 2 m=3.21⋅0.8=4.0 ммДля всех ведомых колес:mzd==m z=0.8⋅84=67.2 ммcos mzda =2m h∗ax =0.8⋅842⋅0.8⋅10 =68.8 ммcos mzdf =−2m  h∗a c∗−x=0.8⋅84−2⋅0.8⋅10.35−0=65.04 ммcos b2 =m m=4⋅0.8≈3.2 мм0.5 m z1z 2 Межосевое расстояние: a  ==0.5⋅0.8⋅ 2884 =44.8 мм .cos Сведем полученные данные для всех колес привода в таблицу№ колеса12345678910d, мм22.467.222.467.222.467.222.467.222.467.2d a , мм24.068.824.068.824.068.824.068.824.068.8d f , ммb, ммa  , мм20.24 65.04 20.24 65.04 20.24 65.04 20.24 65.04 20.24 65.043.24.044.83.24.044.83.24.044.83.24.044.83.24.044.8Размеры шестерни первой ступени позволяют закрепить её на валу двигателя ДАТ42461, диаметр вала которого d дв=6 мм .9Расчет валов и опор редуктораРасчет валовИз анализа эскизного чертежа общего вида определяем конфигурацию наиболеенагруженного вала проектируемой конструкции.

Наиболее нагруженным валом являетсявыходной вал. В качестве матириала валов редуктора будем использовать сталь 40Х.Рисунок 3: Конфигурация выходного валапривода10Основные характеристики стали 40Х −1 , МПа380 B , МПа860 и , МПа295HB235G, МПа0.85·105Проведём расчет диаметра наиболее сильно нагруженного вала - выходного вала.2 M KPРассчитаем силы, действущие на вал, по формулам: P=и R=P⋅tg  ,dгдеd - диаметр начальной окружности колеса (в нашем случае примем d равнымдиаметру делительной окружности), d = 67.2 мм;MKP - крутящий момент на валу, MКР = 1300 Н∙мм; =20 ° .2⋅M KP 2⋅1300PK==≈38.7 Н ; R K =PK⋅tg=38.7⋅tg 20 °≈14.1 НdK67.2Согласно принятию (*), рассчитаем расстояние между точками приложения сил навалах:a=9,9 ммb=30,6 ммс=11,4 ммНайдем неизвестные реакции x1, x2, y1, y2, используя законы равновесия длямоментов и сил:∑ M=0 ; ∑ FX =0 ; ∑ FY=0r 1=R K ; p 1=P KПлоскость ZX:{x 2⋅ab−p 1⋅a=0x1x 2−p 1=0⇒Плоскость ZY:{y 2⋅ ab −r 1⋅a=0y 1y 2−r 1=0⇒{{p 1⋅a38.7⋅9,9=9,46ab 9,930,6x1 =p 1−x 2=38.7−9,46=29,24x 2=r 1⋅a=14.1⋅9,9=3,45ab 30,69,9y 1=r 1−y 2=14.1−3,45=10,65y2 ==Найдем радиальные нагрузки:F r1 = x1 2y 1 2= 29.24 210.652 =31.12F r2= x22y 22=  9.46 23.452=10.6911Моменты на валу в сечении колеса:плоскость ZX: Mzx =x 2⋅b=9.46⋅30.6=289.5плоскость ZY: M zy =y 2⋅b=3.45⋅30.6=105.622Изгибающий момент: M и=  289.5 105.6 ≈308Теперь рассчитаем диаметр вала, исходя из нагрузок на нём.M пр = M 2и0.75⋅M к2 , где M и и M к - изгибающий и крутящий моментысоотвественно.Диаметр вычисляется по формуле:d3M пр=3 308 0.75⋅1300 ≈3.4 мм220.1⋅[и ]0.1⋅295Примем диаметр выходного вала равным 4 мм и для технологичности процессаназначим такой же диаметр для остальных валов редуктора.Обоснование выбора и расчет опорТак как в ТЗ задано серийное производство, то с целью уменьшения стоимостиизделия выберем для разрабатываемого редуктора подшипники скольжения.

Расчетпроизведем по критерию прочности и критерию теплостойкости [6]. Выберемцилиндрические опоры скольжения из материала БрОЦС6-6-3.Теперь рассчитаем диаметр цапфы вала по допускаемому удельному давлению идопускаемому напряжению изгиба. Равномерно распределенную нагрузку, действующуюна цапфу заменим сосредоточенной нагрузкой, приложенной в середине длины цапфы.Условие прочности для опасного сечения имеет вид:P⋅l ⋅d 3[]и232dP, где λ - относительная длина цапфы, для редукторов λ = 0.5...1.2.0,2⋅[]иНазначим λ = 1.

Значение P = 31.12 Н.31.12⋅1=1 мм0.2⋅147По конструктивным соображением примем d = 4 мм.Тогда длина цапфы: l = λ∙d = 4 мм.Удельная нагрузка в подшипнике должна удовлетворять условию:Pp=[p ] , где d и l - диаметр и длина подшипника, мм; P - сила, действующаяd⋅lна подшипник, Н.Окружная скорость на шейке вала опрделеяется по формуле:⋅d⋅nv=, где n- частота вращения вала, мин-1.1000⋅60Расчет будем производить для наиболее нагруженного вала - выходного.d1231.12⋅4⋅21м=1.95 МПа ; v==4.4⋅10−31000⋅60с4⋅4мpv =8.58⋅10−3 МПа⋅ [ pv]сВыбранный материал опор скольжения удовлетворяет заданной нагрузке.Поскольку радиальные нагрузке выше осевых, то будем рассчитывать моменттрения в опоре скольжения по формуле:4⋅dM=⋅f⋅P , где f - коэффициент трения. Для пары сталь-бронза f =0.05.⋅24⋅4⋅0.05⋅31.12=3.96 Н ⋅ммМомент трения равен: M=⋅2КПД рассчитанной опоры определим по формуле:M кр −M 1300−3.96===0.98M кр1300p=Точностной расчет разрабатываемой кинематикиНазначим вид сопряжения G и 6-ю степень точности для нашей передачи.Точностной расчет будем производить теоретико-вероятностным методом, выбор методаоснован на серийном производстве разрабатываемого редуктора.Заполним таблицу данными для последующих расчетов для шестерен и колеспривода.ПараметрШестерня(m = 0.8 мм; d = 22.4 мм;z = 28)Колесо(m = 0.8 мм; d = 67.2 мм;z = 84)Допуск на накопленнуюпогрешность шага зубчатогоколеса, FP, мкм1925Допускнакинематическуюпогрешность, f'iДопуск напрофиля, ffместную16погрешность8Коэффициент KфазовойKSкомпенсации0.930.74Вероятность выхода параметра за пределы допуска примем равной p = 1%.131.

Расчет кинематических погрешностей вероятностным методом.Минимальное значение кинематической погрешности:F 'i0min =0.62 KS F ' i1 F 'i2  , где F 'i - допуск на кинематическую погрешность,определяется по формуле: F 'i =FPf f .Получаем:F 'i0min =0.62 KS FP1 f f F P2f f =0.62⋅0.74⋅198258=27.53 мкмМаксимальное значение кинематической погрешности:F 'i0max =K F '  E2i12 M1 F' i2 2E2 M2, гдеE M- приведенные погрешностимонтажа шестерен и колес.Примем E M1 =E  M2=0 , тогда:F 'i0max =K F '   F'  =0.93⋅198 258=55.8 мкм22i1i2Погрешность передач в угловых минутах:6.88⋅F ' i0min 6.88⋅27.53 i0min ===2.81'm z20.8⋅84 i0max =6.88⋅F ' i0maxm z2=6.88⋅51.3=5.25'0.8⋅84Определим передаточные коэффициенты передач:1111 = == 4 =0.012i26 i23⋅i34⋅i 45⋅i 56 3.0111 2= == 3 =0.037i 36 i 34⋅i 45⋅i56 3.0111 3= == 2 =0.111i46 i45⋅i 56 3.011 4= ==0.333i56 3.0 5=1Будем считать что выходной вал поворачивается на угол 360°, что соответствуетнаихудшему случаю.Тогда значения коэффициента K : K 2=K  4=K 6 =K 8=K 10=1Значения максимальной кинематической погрешности узлов привода: imax1 =  i0max⋅K 2=5.25' imax2 =  i0max⋅K 4=5.25' imax3 =  i0max⋅K 6=5.25' imax4 =  i0max⋅K 8=5.25' imax5 =  i0max⋅K 10=5.25 'Значения минимальной кинематической погрешности узлов привода:14 imin1 =  i0min⋅K 2=2.81' imin2 =  i0min⋅K 4 =2.81 ' imin3 = i0min⋅K 6 =2.81 ' imin4 = i0min⋅K 8 =2.81 ' imin5 =  i0min⋅K 10=2.81 'Определим координаты середины поля рассеяния:  i0max   i0min 5.25 '2.81 'E ij==E i1 =E i2=Ei3=Ei4 =Ei5 ==4.03 '22Поле рассеяния погрешностей:V ij=  i0max  − i0min  =5.25 '−2.81 '=2.44 'Вероятностное значение кинематической погрешности цепи вычисляется поформуле:∑  i0 p=Ei pt 1⋅nj=1j V ij 2 , гдеE i p- суммарная координата середины полярассеяния кинематической погрешности цепи; t1 - коэффициент, учитывающий процентпринятого риска, t1 = 0.48.nE i p =∑ j Eij =4.03⋅0.0120.0370.1110.3331=6.01j=1Тогда:   i0  =6.010.48⋅ 2.44 ⋅0.012 0.037 0.111 0.333 1 =7.25'p2222222.

Характеристики

Список файлов курсовой работы