Курсовая работа: Проектирование деталей машин

Курсовая работа: Проектирование деталей машин

1. 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