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:
Страницы: 1, 2
|