Хороший автор! Понятные обьеснения
Информация о работе
Подробнее о работе
Курсовой проект по Деталям машин и основам конструирования
- 17 страниц
- 2017 год
- 58 просмотров
- 0 покупок
Гарантия сервиса Автор24
Уникальность не ниже 50%
Фрагменты работ
Исходные данные 2
Кинематический и силовой расчёт привода. 2
Определение общего передаточного числа привода.
Распределение передаточного числа между цепной передачей и редуктором. Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента на валах двигателя. 3
Расчёт цилиндрической передачи редуктора.
Выбор материала, термообработки и допускаемых напряжений 4
Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес 6
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 7
Проверочный расчет на изгибную выносливость. 8
Проверочный расчет зубьев при перегрузках. 9
Расчет валов на редуктора 9
Расчет цепной передачи 10
Описание конструкции редуктора 11
Расчет муфты 12
Подбор стандартных изделий и деталей 12
Проверка долговечности подшипников 13
Расчет шпонок на срез и смятие 15
Расчет деталей корпуса 15
Расчет зубчатого колеса 16
Литература 17
2.Определение общего передаточного числа привода.
Распределение передаточного числа между цепной передачей и редуктором. Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента на валах двигателя.
2.1 Общее передаточное число привода
2.2 Принимаем (выбираем) передаточное число цилиндрической передачи редуктора:
Uцп=Uред = 4,0
2.3 Определяем передаточное число (отношение) для цепной передачи
принимаем Uц = 3,7
2.4 Действительное передаточное число привода
Uпр=Uцп*Uц=4,0*3,7 = 14,8
2.5 Относительная погрешность передаточного числа
2.6 Частота вращения валов:
-выходного (быстроходного) nI=nдв=970 об/мин
-выходного (тихоходного)
-вала барабана (рабочего органа)
2.7 Мощность на валах (расчет ведем по потребной мощности)
-на входном валу 6.625*0,99 = 6,56 кВт
-на выходном валу 6,56*0,97 = 6.36 кВт
-на валу барабана 6,36*0,93*0,99 = 5.86 кВт
3.Выбор материала, термообработки и допускаемых напряжений
3.1 Выбор материала и термообработки.
Принимаем для шестерни – сталь 45, улучшение HB 241…285,
среднее (расчетное) значение HBI 270
для колеса – сталь 45, улучшение HB 200…240
среднее значение твердости HBII 250
3.2 Определение общего времени работы передачи и времени работы на отдельных режимах
Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость
3.3 Эквивалентное время работы
3.4 Эквивалентное число циклов нагружений
где с=1 – число циклов нагружения рабочей поверхности зуба шестерни или колеса за один оборот
3.5 Коэффициент долговечности для шестерни и колеса
Базовое число циклов нагружения материала шестерни и колеса
NHO1 = 20106
NHO2 = 16106
Коэффициент долговечности для шестерни
3.6 Базовый предел контактной выносливости для материала шестерни и колеса
4.Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес
4.1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи
где: 4.0 - передаточное число передачи
0,4 - относительная ширина зубчатого колеса
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по линии контакта
Межосевое расстояние aw округляем в большую сторону до стандартного значения, или в меньшую, если % расхождения не превышает 5%
Принимаем aw = 125 мм.
4.2 Выбор модуля
m=(0.01…0.02)aw = (0,01…0,02)х125 = 1,25…2,5
принимаем m = 2,0 мм
4.3 Определяем суммарное число зубьев прямозубой передачи
для косозубой передачи назначим ZΣ = 124
Определение числа зубьев шестерни и колеса
, принимаем Z1 = 25
Z2=ZΣ – Z1= 124 – 25 = 99
уточняем угла наклона зубьев
Торцевой модуль
мм
4.4 Размеры зубчатых колес
Диаметр начальной (делительной) окружности
d1 = mt*Z1 = 2,016*25 = 50.4 мм
d2 = mt*Z2 = 2,016*99 = 199.
...
5. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
5.1 Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи
принимаем 8 степень точности. Эта степень соответствует точности редукторов общего назначения.
5.2 Определение расчетной нагрузки
где:
КНβ=1,04 при ψbd=bw/d1=50/50.4 = 0.992 при НВ<350
KHV=1,026 – коэффициент динамической нагрузки при V = 2,56 м/с, НВ<350
передача косозубая, степень точности 8.
КНα= 1,07 –коэффициент, учитывающий перекрытие и неравномерную загрузку контактирующих пар зубьев при V<5 м/с и 8 степени точности
5.3 Определение действующих (действительных) напряжений
где:
ZH = 1,76*cosβ = 1,76*0,992 = 1,746 - коэффициент, учитывающий геометрию передачи
ZM= 275 МПа –коэффициент, учитывающий свойства материала
-коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
где:
Kε=1.0…0.
...
6. Проверочный расчет на изгибную выносливость.
6.1 Определение слабого элемента контактирующих колес
Имеем: Z1 = 25
Эквивалентное число зубьев:
принимаем Zv1=26
Коэффициент формы зуба:
YF1=4,02 при Х=0
при Z2=99 эквивалентное число зубьев
принимаем ZV2=101
Коэффициент формы зуба
YF2=3,6 при Х = 0
Сравниваем
Вывод: слабым элементом является зуб шестерни, поэтому расчёт изгибной выносливости ведем по зубу шестерни
6.2 Определение расчетной нагрузки
где: KFβ=1,1 при ψbd=0,992
KFV=1,074 при НВ<350, V=2,56 м/с, 8 степень точности
KFα=1,22
6.3 Определение действующих (действительных) напряжений изгиба для зуба шестерни
где: уβ~cosβ = 0,992 – коэффициент, учитывающий наклон зуба
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Вывод: σF1=90,9 МПа < [σF]1=277,7 МПа, т.е.
...
7. Проверочный расчет зубьев при перегрузках.
Расчет ведем по Tmax в момент пуска,
Tmax/Tном=2,5 из характеристики двигателя
7.1 Контактные напряжения в моментах пуска
σHmax=718,9 МПа < [σH]max2=1260 МПа
контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.
7.2 Напряжения изгиба в период пуска
σFmax = 227,25 МПа < σFmax1 = 739,8 МПа
Вывод: изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.
8. Расчет валов редуктора.
Ведущий вал. Принимаем [] = 25 МПа и определяем диаметр выходного конца вала под муфту:
Принимаем dВ1 = dдв – 6 мм = 38 – 6 = 32 мм;
Диаметр вала под подшипниками dП1 dв1 + 2t = 32 + 22.5 = 40 мм;
Диаметр буртика подшипника dБП1 dП1 + 3t = 40 + 32.5 = 48 мм.
Ведомый вал. Диаметр выходного конца.
Принимаем диаметр выходного конца ведомого вала dB2 = 38 мм;
Диаметр вала под подшипниками dП2 dв2 + 2t = 38 + 22.5 = 45 мм;
Диаметр буртика подшипника dБП2 dП2 + 3t = 45 + 33 = 55 мм.
...
9. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Т2 = 250,5 Нм.
Передаточное число было принято
U = 3,69.
Числа зубьев ведущей звездочки:
Z3 = 31 - 2U = 31 – 2 3,69 24
ведомой звездочки:
Z4 = Z3 Uц = 24 3,69 = 87.
Расчет коэффициент нагрузки:
Кэ = kд ka kн kp kc kп = 1 1 1 1.25 1 1 = 1.25.
где kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к цепному конвейеру); ka =1 учитывает влияние межосевого расстояния (ka = 1 при aц (30-60) t; kн = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (kн = 1, ели этот угол не превышает 600); kp - учитывает способ регулирования натяжения цепи; kp = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; kc = 1 при капельной смазке; kп учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе kп = 1. Принимаем среднее значение [p] = 23 Н/мм2.
...
10. Описание конструкции редуктора
В приводе ленточного конвейера использован одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор. Редуктор представляет собой пару зубчатых колес, из которых одна шестерня выполняется заодно с валом (вал-шестерня), а другое колесо насажено на вал. Валы установлены на подшипниках качения. Зубчатые колеса, валы и подшипники объединены в сборки (сборки входного и выходного валов) и в дальнейшем разработке не подлежат. Сборки входного и выходного валов помещены в корпус редуктора и закрыты крышкой корпуса. Для обеспечения соосности отверстий под подшипники используются штифты, которые устанавливаются в корпус и крышку еще до расточки подшипниковых гнезд. Расточка корпуса редуктора и его крышки производится совместно.
Зацепление смазывается окунанием колеса в масляную ванну. Подшипники смазываются разбрызгиванием и масляным туманом.
...
13. Проверка долговечности подшипников.
Силы действующие в зацеплении:
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
Осевое усилие:
Ведущий вал.
l1 = 49 мм
Реакции опор:
В плоскости XZ:
RX1 = RX2 = Ft / 2 = 2564/2 = 1282 H;
В плоскости YZ:
Проверка:
RY2 + RY1 – Fr = 554+386 – 940 = 0.
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 208.
d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 25,6 кН; С0 = 18.1 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
РЭ = (XVR1 + Y * FaБ) * Кб * КТ;
Отношение Fa/C0 = 326/18100 = 0.018. Этой величине соответствует е 0,2.
Отношение Fa/R1 = 326/1397 = 0.233 > e; X = 0.56 и Y = 1.88.
РЭ = (0,56 * 940 + 1,88 * 326)*1,0 * 1,0 = 1139 Н.
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность час.
где n = 970 мин-1 – частота вращения ведущего вала.
Найденная долговечность приемлема.
Ведомый вал
Несет такие же нагрузки как и ведущий. Нагрузка на вал от цепной передачи Rц = 2973.8 Н.
...
15. Расчет деталей корпуса
Корпус выполнен литым из чугуна СЧ 15-32 с горизонтальным разъёмом по осям валов.
1. Толщина стенки корпуса редуктора:
= 0,025 * aW + 2 мм = 0,025 * 125 + 2 = 5.125 мм.
Принимаем = 6 мм.
2. Толщина стенки крышки редуктора:
1 = 0,02 * aW + 2 мм = 0.02 * 125 + 2 = 4,5 мм.
Принимаем 1 = 6 мм.
3. Толщина ребер корпуса и крышки:
2 = = 6 мм.
4. Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1.5 * = 1.5 * 6 = 9 мм.
5. Толщина нижнего фланца корпуса:
b1 = 2.35 * = 2.35 * 6 = 14 мм.
6. Толщина фланца крышки:
b2 = 1.5 * 1 = 1.5 * 6 = 9 мм.
7. Диаметр фундаментного болта:
dФ = 0,03 * aW + 10 = 0,03 * 125 + 10 = 13,75 мм.
Принимаем болты М16.
8. Диаметр болтов, крышку и корпус у подшипников:
d1 = 0,75 * dФ = 0,75 * 16 = 12 мм.
9. Диаметр болтов, стягивающих крышку и корпус по периметру:
d2 = (0,5…0,6) * dФ = (0,5…0,6) * 16 = 8…9,6 мм.
Принимаем болты М10.
10.
...
Боков К.Н. «Курсовое проектирование деталей машин», Машгиз 1958г.
Иванов М.Н. «Детали машин», Высшая школа 1984г.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» М.1985г.
Решетов Д.Н. «Детали машин», Атлас конструкции. М.Машиностроение, 1979г.
Журнал лабораторных работ по деталям машин М.МАДИ 2005г.
Лекции по курсу «Детали машин и основы проектирования», 2007г.
Форма заказа новой работы
Не подошла эта работа?
Закажи новую работу, сделанную по твоим требованиям
