|
Курсовая работа: Проектирование деталей машинКурсовая работа: Проектирование деталей машин1. Кинематический и энергетический расчеты приводной станции. ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КИНЕМАТИКИ. Pт – мощность, затрачиваемая на технический процесс; nт – частота вращения технологического вала; ήi – значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках; Ui – значение передаточных чисел передач в рациональном диапазоне; ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ КИНЕМАТИКИ. 1.1 Определяем потребную мощность электродвигателя: по формуле 1.1 [1] где – общий КПД привода по формуле 1.2 [1]; Принимаем по табл. 1.1 [1] КПД ременной передачи ; КПД конической передачи ; КПД цилиндрической передачи ; КПД муфты соединительной ; КПД подшипников качения (3-и пары) . 1.2 Определяем частоту вращения электродвигателя: nэ = nт ∙Uприв; где Uприв – передаточное число редуктора Uприв=Uрем∙Uред =Uрем∙UК ∙Uт; Рекомендуемые значения передаточных чисел Uрем = 1,8…3; UК = 3.15…6.3; Uт =2.5…5.6. Определяем частоту вращения электродвигателя. nэ = об/мин. Выбираем из каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель 4А90L2У3, Рэ =3 кВт, nэд =3000 мин-1, dэ=28 мм, S=3,4%. Для электродвигателя с частотой оборотов 2430 мин-1 передаточное отношение привода будет равно: Принимаем передаточное число ременной передачи Uрем=1,8, тогда 1.3 Определяем и рассчитываем частоту вращения редуктора. Частота вращения входного вала редуктора: мин-1 Частота вращения промежуточного вала редуктора: мин Частота вращения выходного вала редуктора: мин Проверка: n3»nвых. 90=90 1.4 Определяем мощность на валах привода Рассчитываем мощность на ведущем шкиве: Рассчитываем мощность на входном валу редуктора (на ведомом шкиве): кВт; Рассчитываем мощность на промежуточном валу редуктора: кВт; Рассчитываем мощность на выходном валу редуктора: кВт; Проверка: 2=2 1.5 Угловые скорости валов привода рад/с 1.6 Крутящие моменты на валах привода 1.7 Производим ориентировочный расчет валов редуктора Диаметр выходного конца входного вала редуктора (диаметр под ведомым шкивом): ==15,8 мм; где ; Принимаем мм. Диаметр промежуточного вала: мм; где . Принимаем мм. Диаметр выходного вала под муфтой: мм; где . Принимаем мм. 2. Расчет ременной передачи ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ. Тип передачи – плоскоременная; – мощность на ведущем шкиве; – частота вращения ведущего шкива; – передаточное число ременной передачи; PP=ВТ – режим работы передачи, условия тяжелые; - угол наклона передачи к горизонту; – допускаемая частота пробегов ремня в единицу времени. ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ. – плотность материала ремня; E=80 Mпа – приведенный модуль продольной упругости материала ремня; – напряжение от предварительного напряжения ремня; – допускаемое напряжение растяжения ремня. 2.1 Определяем геометрические размеры передачи, согласовывая их со стандартами – диаметр малого шкива ; Принимаем по ГОСТ =100 мм; – диаметр большего шкива ; Принимаем по ГОСТ =180 мм; Межосевое расстояние предварительное: ; ; Длина ремня ; =; =1005 мм; Принимаем =1005 мм. Межосевое расстояние уточненное: Толщина ремня 2.2 Определяем угол обхвата малого шкива 2.3 Определяем скорость ремня м/с < 25 м/с. 2.4 Определяем допускаемое полезное напряжение в ремне
2.5 Определяем габариты плоского ремня 2.6 Выполняем проверочные расчеты прочности ремней для плоского ремня 2.7 Проверяем условную долговечность ремней ; ==12,6 <15 с-1; 2.8 Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи ; 3. Расчет цилиндрической передачи Тихоходная ступень
Рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ: =2 кВт – мощность на колесе цилиндрической передачи; =90- частота вращения колеса; - передаточное число передачи; – угол наклона зубьев; час – срок службы передачи; – режим работы передачи, приведенный к стандартному. материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – ТВЧ, с твердостью HRC 45, шестерни – закалка ТВЧ, с твердостью HRC 47; Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1]) Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1]) Число циклов напряжений для шестерни и колеса ; Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1] Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [SH]=1.2 Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев по таб. 3.1 [1] примем (см. табл. 3.1 [1]). Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1]). Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см. формулу 3.7 [1]). мм; Принимаем по ГОСТ 2185–66 (см. с. 36 [1]) мм Нормальный модуль зацепления Принимаем по ГОСТ 9563–60 (см. с. 36 [1]) Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса: Уточняем значение угла β: . Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: ; , проверка: . Диаметры вершин зубьев: ; , диаметры впадин: ; . Ширина колеса: . Ширина шестерни: . Окружная скорость колеса тихоходной ступени: . При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений: . По табл. 3.5 [1] при , консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,(см. табл. 3,4 [1]). Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см. таб. 3.6 [1]). Таким образом, Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]: Недогрузка %>5% Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени: окружная: Определим тип используемых подшипников: ; следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм. 3.25 [1]: Коэффициент нагрузки По табл. 3.7 [1] при , несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ>350, значения . По табл. 3.8 при твердости НВ>350, скорости и 8-й степени точности .Итак . YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни для колеса При этом YF3 =4,153 и YF4 =3,61 см. с. 42 [1]. Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба По табл. 3.9 [1] для стали 40Х ТВЧ при твердости НRC48 и HRC45 , для шестерни и колеса. Коэффициент запаса прочности [sF]=1.8. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость: для шестерни и колеса Для шестерни отношение ; для колеса . Дальнейший расчет ведем для зубьев шетерни, так как полученное отношение для него меньше. Коэффициент Yβ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми (см. пояснение к формуле 3.25 [1]): . Коэффициент КFα учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354–75, где εα =1,5 – коэффициент торцового перекрытия и n=8 – степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.5 [1] и пояснения к ней). Проверяем зуб шестерни по формуле 3.5 [1]: 4. Расчет конической передачи Рис. 4.1 Расчетная схема конической передачи 4.1 Пояснения к расчетным данным конической передачи 2 кВт – мощность на колесе конической передачи; 380,3- частота вращения колеса; - передаточное число передачи; – угол наклона зубьев; час – срок службы передачи; – режим работы передачи, приведенный к стандартному. Материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – закалка ТВЧ, с твердостью HRC 45; шестерни – закалка ТВЧ, с твердостью HRC 48. Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1]) Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1]) Число циклов напряжений для шестерни и колеса ; Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1] Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [SH]=1.2 Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса Коэффициент при консольном расположении шестерни- (см. табл. 3.1 [1]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289–76). Внешний делительный диаметр колеса (по формуле 3.29 [1]) Принимаем по ГОСТ 12289–76 ближайшее стандартное значение (см. с. 49 [1]). Определяем числа зубьев колес и уточненное значение передаточного числа. , принимаем , принимаем Отклонение от заданного %, что меньше установленных ГОСТ 12289–76 3%. Внешний окружной модуль . Определяем геометрические размеры конической передачи: половины углов делительных конусов внешние конусное расстояние и длина зуба Принимаем внешний делительный диаметр шестерни средний делительный диаметр шестерни и колеса внешние диаметры шестерни и колеса внешняя высота зуба внешняя высота головки зуба внешняя высота ножки зуба средний окружной модуль коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру Определяем среднюю окружную скорость колес . Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки: По табл. 3.5 [1] при , консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл. 3,4 [1]). Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см. таб. 3.6 [1]). Таким образом, Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 [1]: Недогрузка %<5% Силы в зацеплении: окружная ; радиальная для шестерни, равная осевой для колеса, ; Страницы: 1, 2 |
|
|||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, рефераты на тему, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |