Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство общего и профессионального образования РФ

Сибирский Государственный Индустриальный Университет

Курсовая работа по теме:

«Детали машин»

Выполнил студент

г. ЗЭПА-95

Лавриненко Д.В.

Новокузнецк 1998

1. Кинетический расчёт привода и выбор электродвигателя

1.1 Коэффициент полезного действия привода

где:

₁ - КПД, учитывающее потери муфте

₂, ₅, ₆ - КПД, учитывающее потери в паре подшипников,

₃ - КПД, учитывающее потери в шестерённой передаче,

₄ - КПД, учитывающее потери в цепной передаче.

₁ = 0,98; ₂ ,₅, ₆ = 0,99; ₃ = 0,97; ₄ = 0,95,

Потребная мощность электродвигателя

Частота вращения привода на выходе

Предварительный расчёт общего передаточного отношения привода

, где

i₁ - передаточное отношение редуктора (2,5…5), примем i₁=3;

i₂ - передаточное отношение цепной передачи (1,5 … 4), примем i₂=3.

Потребная частота вращения электродвигателя.

берем

1.2 Подбор электродвигателя по потребной мощности и частоте вращения

;

берем двигатель серии 4А 160М8/730 (11КВт), где 730 - асинхронная частота вращения.

Фактическое общее передаточное отношение привода и разбивка его по ступеням

,

,

тогда предположим

i₂ = 4 (передаточное отношение цепной передачи), то

(передаточное отношение редуктора).

Частота вращения каждого вала привода

на валу двигателя.

на валу ведущей звёздочке цепной передачи.

на валу приводного барабана.

Потребная мощность на каждом валу привода.

На валу двигателя:

;

На первичном валу редуктора:

.

На вторичном валу редуктора:

.

На валу ведомой звёздочке цепной передачи:

Вращающий момент на каждом валу привода.

На валу двигателя:

.

На первичном валу редуктора:

.

На вторичном валу редуктора:

.

На валу ведомой звёздочки цепной передачи:

2. Расчёт редуктора привода

2.1 Проектировочный расчёт зубчатых колёс на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев

2.1.1 Выбор материала для колёса и шестерни

Берём Н 350НВСТ40ХНВ=269…302 ТО улучшение.

Шестерня НВ = 300:

Колесо НВ = 270.

,

где n₁ = 730 об/мин; Т₃ = 378,65 Н м,

С_v = 1500, _ba = 0,5, u = i₁ = 3,82.

Симметричное расположение колёс.

.

Степень точности 9. Режим нагружения 0.

2.1.2 Допускаемые контактные напряжения для колёса и шестерн

,

где S_Н = 1,1 - однородная структура;

Z_V = 1,0 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_R = 1,0 - 7 класс шероховатости,

,

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев и - коэффициент долговечности, где

- базовое число циклов перемены напряжения,

Шестерня

Колесо

- эквивалентное число циклов перемены напряжения, - коэффициент приведения.

Шестерня

Колесо

Шестерня

Колесо берём K_HL = 0,9;

ШестерняМПа.

Колесо МПа

Шестерня МПа

Колесо МПа

2.1.3 Ориентировочное значение межосевого расстояния

мм,

принимаем a = 125 мм

2.1.4 Определение модуля зацепления и числа зубьев колёса и шестерни

,

пусть = 10, тогда - суммарное количество зубьев колеса и шестерни.

; ; принимаем: шестерня = 20 зуб; колесо = 78 зуб

2.1.5 Фактический угол наклона зуба шестерни

2.1.6 Рабочая ширина венца

,

проверка:

верно.

2.1.7 Диаметр начальных окружностей шестерни и колеса

2.1.8 Окружная скорость и степень точности передачи

т.к. степень точности = 9 и

V = 1,95 м/c то K_H = 1,1

2.2 Расчёт зубьев на контактную выносливость активных поверхностей

; где

- удельная расчетная окружная сила,

K_H = 1,07; K_H = 1,1; b = 62,5 мм - рабочая ширина венца

K_HV = 1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

_HV = 700 H/мм,

коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где

- коэффициент торцевого перекрытия.

Проверка: верно.

_{H HP} - верно.

2.3 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

2.3.1 Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость при изгибе

,

где Y_R = 1,2; Y_S = 1; K_XF = 1.

- коэффициент долговечности ,где

- базовое число циклов перемены напряжения для стали,

- эквивалентное число циклов перемены

напряжения при постоянной нагрузке,

- коэффициент приведения зависит от режима работы

передачи.

Шестерня:

Колесо:, т.к.

N_FE > N_F0,

то

- коэффициент безопасности

Шестерня:

МПа

Колесо:

МПа

2.3.2 Расчётные напряжения на переходной поверхности зубьев при изгибе

K_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых колёс при > 1

,

где n = 9 - степень точности передачи

K_F = 1,04 - симметричное расположение колёс относительно опор

.

Y_F = 3,6 т.к. ;

,

_{F FP2} - верно.

2.4 Основные параметры зубчатых передач

	Шестерня	Колесо
a = 0,5(d1 + d2 ) [мм]	124,9995
Модуль нормальный m [мм]	2,5
Модуль торцевой m/cos [мм]	2,5510
Z Z1 Z2	Z = 2acos/m	98
	Z1 = Z/(u+1)	20
	Z2 = Z - Z1		78
Шаг зацепления Pn = m [мм]	7,8539
Шаг зацепления окружностей Pt = m/cos	8,0143
Диаметр начальной окружности d1 = Z1m /cos [мм]	51,0204
d2 = Z2m /cos [мм]		198,9796
Высота головки зуба ha = m [мм]	2,5
Высота ножки зуба hf = 1,25m	3,125
Высота зуба h = 2,25m	5,625
Диаметр вершин da = d + 2ha	56,0204	203,9796
Диаметр впадин df = d - 2hf	44,7704	192,7296
Длина зуба	b2 = ba a		62,5
	b1 = b2 + (5…7)	68,5
Передаточное число u = Z2/Z1	3,9

2.5 Проектный расчёт валов и первый этап компоновки редуктор

2.5.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для валов редуктора

Для ведущего и ведомого валов выбираем

СТ40Х у которой []_к = 25 МПа [_-1]_н = 65 Мпа по [3, стр.266]

2.5.2 Определение диаметров и предварительный подбор подшипников ведущего вала

выбираем d₁ = 32 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем:

, где t - высота буртика т.к. d₁ = 30 мм, то t = 2,5 мм

выбираем d_П1 = 40 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

где r - радиус галтели вала т.к. d₁ = 32 мм, то r = 2,5 мм

, по СТ СЭВ 280-76, получаем d_б1 = 50 мм.

Т.к. угол наклона зубьев = 11,478, и P_ЭЛ = 11 кВт, то по [1] рассматриваем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии. Возьмём:

№308	dп мм	D мм	B мм	C кН	Cr0 кН
	40	90	23	41	22,4

2.5.3 Определение диаметров и предварительный подбор подшипников ведомого вала

выбираем d₁ = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем:

, где t - высота буртика т.к. d₂ = 45 мм, то t = 3,0 мм

выбираем d_П2 = 55 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

где r - радиус галтели вала т.к. d₂ = 45 мм, то r = 2,8 мм

, по СТ СЭВ 280-76, получаем d_б2 = 65 мм.

№211	dп мм	D мм	B мм	Cr кН	Cr0 кН
	55	100	21	43,6	25

Диаметр посадочного места колеса

-- соответствует ГОСТу.

Диаметр упорного буртика колеса

выбираем d_бк = 75 мм

2.5.4 Первый этап компоновки редуктора

Толщина стенки основания корпуса		6 мм
Зазор между торцом шестерни (вдоль оси) и стенкой корпуса	1 = 0,8	4,8 мм
Зазор между зубьями колеса в радиальном направлении и стенкой корпуса	2 = 1,2	7,2 мм
Зазор между внутренней стенкой корпуса и подшипника	lm = 3…6	4 мм
Расстояние от наружного диаметра подшипника ведущего вала до внутренней стенки корпуса редуктора	l1 = 15…25	20 мм
Болтов	фундаментных		12 мм
	стяжных	dc = 0,8 dф 10	10 мм
	фланцевых	dф = (0,7…0,8)dc 8	10 мм
Ширина фланца разъёма корпуса	K1 = (2,6…2,8) dc +	33 мм
Длина гнёзд под подшипник	L = K1 + (3…5)	37 мм
Толщина прокладок	3 = (1,5…2)	1,6 мм
Толщина фланца крышки	h1	10 мм
Зазор между крышкой подшипника и муфтой	h2 = 10…12	10 мм
Зазор между ступицей звёздочки (муфты) и крышкой подшипника	h3 = 10…12	10 мм
Расстояние между опорами ведущего вала	l = b1 + 21 + 2lm + B1	102,8 мм
Расстояние между опорами ведомого вала	l = b1 + 21 + 2lm + B2	106,8 мм
Ширина подшипника ведущего вала	B1	17 мм
Ширина подшипника ведомого вала	B2	21 мм

2.6 Проверочный чертёж

Схема цилиндрической косозубой одноступенчатой передачи

Усилия в цилиндрическом косозубом зацеплении

2.6.1 Составление расчётной схемы и определение усилий в цилиндрической передаче

- радиальная сила.

- осевая сила.

2.6.2 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведущего вала

Характерные точки. M₁ = 0; M₂ = 0 ,то

Строим эпюру М_y.

Характерные точки: M₁ = 0, M₂ = 0 , то

Строим эпюру М_ха.

Строим эпюру T₁.

Проверка.

d_бП1 28 Верно.

2.6.3 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала

Характерные точки M₃ = 0; M₄ = 0 , то

Строим эпюру M_y

Характерные точки. M₃ = 0; M₄ = 0 ,то

Строим эпюру М_xa

Строим эпюру T₂.

Проверка.

d_бП2 39

Верно.

2.7 Проверка долговечности подшипников качения редуктора

2.7.1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

№308	dп мм	D мм	B мм	Cr кН	Cr0 кН
	40	90	23	41	22,4

Нагрузка близка к постоянной.

Kб = 1,8 спокойная нагрузка с умеренными толчками.

T <125 KТ = 1 - температурный коэффициент.

Суммарная реакция на опорах:

F_a1 = 772,803 Н и F'_r2 > F'_r1 , то

, то по таблице берём e = 0,26

,

то X = 0,56; Y = 1,71

Верно.

2.7.2 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

№211	dп мм	D мм	B мм	Cr кН	Cr0 кН
	55	100	21	43,6	25

Нагрузка близка к постоянной.

Kб = 1,8 спокойная нагрузка с умеренными толчками.

T <125 KТ = 1 - температурный коэффициент.

Суммарная реакция на опорах:

F_a2 = 772,803 Н и F'_r3 > F'_r4 , то

, то по таблице берём e = 0,26

,

то X = 0,56; Y = 1,71

Верно.

2.8 Расчёт шпоночных соединений

2.8.1 Расчёт шпонок ведущего вала

T₂ = 103,23 Н м; []см = 190 Н/мм² для стали; d₁ = 32 мм.

Шпонка под муфту МУВП со стандартным диаметром под вал 42 мм, по таблице выбираем шпонку с b = 10 мм; h = 8 мм; фаска 0,5 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3,3 мм;

l = l_p + b = 11,32 + 10 =21,32 мм выбираем l = 22 мм.

Шпонка 10 Х 8 Х 22 ГОСТ 23360-78.

2.8.2 Расчёт шпонок ведомого вала

T₃ = 378,65 Н м; []см = 90 Н/мм² для чугуна; d₂ = 45 мм.

Шпонка под звёздочку цепи

по таблице выбираем шпонку с b = 20 мм; h = 12 мм; фаска 0,5 мм; t₁ = 7,5 мм; t₂ = 4,9 мм; привод электродвигатель межосевой

l = l_p + b = 41,55 + 20 =61,55 мм выбираем l = 62 мм.

Шпонка 20 Х 12 Х 62 ГОСТ 23360-78.

T₃ = 378,65 Н м; []см = 185 Н/мм² для стали; d_к = 70 мм.

Шпонка под колесо

по таблице выбираем шпонку с b = 20 мм; h = 12 мм; фаска 0,5 мм; t₁ = 7,5 мм; t₂ = 4,9 мм;

l = l_p + b = 12,995 + 20 =32,995 мм выбираем l = 56 мм.

Шпонка 20 Х 12 Х 56 ГОСТ 23360-78.

Список используемой литературы

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование., М, Высшая школа, 1990 г.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин., М, Высшая школа, 1985 г.

Гузенков П.Г. Детали машин., М, Высшая школа, 1982 г.

Методические указания по расчёту цилиндрических передач.

Размещено на Allbest.ru