Детали машин и основы конструирования

Детали машин курсовая
  • Виды механического изнашивания
  • Механическая передача
  • Кинематические и силовые зависимости
  • Зубчатая передача
  • Сравнительная оценка зубчатых зацеплений
  • Гиперболоидная зубчатая передача
  • Геометрические параметры эвольвентного зацепления
  • Кинематические характеристики цилиндрических передач
  • Степени точности и виды сопряжений зубчатых передач
  • Различают два вида потери работоспособности зубчатых передач
  • Нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев
  • Проектный расчет на контактную выносливость
  • Проверочный расчет на выносливость при изгибе
  • Конические зубчатые передачи
  • Силы в зацеплении
  • Червячные передачи
  • Точность изготовления червячных передач
  • Критерии работоспособности и расчета
  • Ременная передача состоит из двух шкивов
  • Кинематические параметры ременных передач
  • Силы и силовые зависимости
  • Расчет ременных передач по тяговой способности
  • Цепная передача
  • Выбор основных параметров цепных передач
  • Силы в цепной передаче
  • Проектирование новой машины
  • Расчетные схемы валов и осей
  • Расчет валов на сопротивление усталости
  • Общие указания к выбору подшипников качения
  • Подшипник скольжения
  • Приводные муфты
  • Зубчатые муфты
  • Цепные муфты
  • Рабочие нагрузки на шарниры, валы и опоры
  • Основные требования к оформлению расчётно–пояснительной записки
  • Чертёж цилиндрического зубчатого колеса редуктора
  • Основные принципы проектирования
  • Выбор материала деталей машин и связь с технологией изготовления
  • Определяют геометрические параметры передачи
  • Проверка зубчатой передачи на выносливость
  • Расчёт червячных передач
  • Расчёт коэффициента нагрузки для червячных передач
  • Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников
  • Пластичные смазочные материалы
  • Выполнение компоновочных чертежей редуктора
  • Пример выполнения курсового проекта
  • Предварительный расчёт валов редуктора
  • Проверка прочности шпоночных соединений
  • Заклепочное соединение относится к неразъемным соединениям.
  • Расчет соединяемых деталей (листов)
  • Материалы заклепок и допускаемые напряжения
  • Резьбовые соединения
  • Расчет резьбовых соединений, включающих группу болтов
  • Нагрузка соединения раскрывает стык деталей
  • Клеммовые соединения
  • Материалы резьбовых изделий и допускаемые напряжений
  • Зубчатые передачи
  • Расчет передач на сопротивление усталости при изгибе
  • Конструктивные и эксплуатационные методы повышения износостойкости деталей машин
  • Замена в узлах машин трения скольжения трение качения
  • Червячные передачи
  •  

    Пример выполнения курсового проекта

     ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

     Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (см.рис.16.1.).

    Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, Fл = 8,55 кН; скорость ленты


    vл = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации (KHL =1); работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.


    По табл. 15.1 примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98;
    коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

    Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

    Мощность на валу барабана Nб = Fл*vл = 8.55*1.3 =11.1 квт.
    Требуемая мощность электродвигателя NТР = N б / η = 11,1 / 0,875 = 12,7 квт.

    Угловая скорость барабана ωб = 2 vл / Dб = 2*1,3 / 0,4 = 6,5 рад/с.

    Частота вращения барабана nб = 30 ωб / π = 30*6,5 / 3,14 = 62 об/мин.

    В таблице электродвигателей (см. приложение 18.7) по требуемой мощности

    nТР = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи ( табл.15.3), возможных значений частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора up = (3 – 6) и для цепной передачи uц = (1-5), uобщ = up* uц = (3 -30), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Nдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
    nдв = 1000 - 26 = 974 об/мин,

    а угловая скорость ωдв = π nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

     Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 6,5 =15,65 ,

     что можно признать приемлемым, так как оно находится между 3 и 30 (большее значение принимать не рекомендуют).
    Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 81 uр = 5,

    для цепной передачи uц =15,65 / 5 = 3,14.

     Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

     Таблица 16.1.

    Вал В

    n1 = nдв= 974 об/мин

    ω1 = ωдв = 101,5 рад/с

    Вал С

    n2 = n1 / uр = 974 / 5 = 194 об/мин.

    ω 2= ω1 / uр = 101,5/5 =20,3рад/с

    Вал А

    nб=62 об/мин (см выше)

    ω б= 6,5 рад/с

     Вращающие моменты:
    на валу шестерни Т1 = NТР / ω1 =12,7*103 / 101,5 = 125*103 Нмм.

    Подпись: Рисунок 16.2.
    на валу колеса Т2 = Т1 uр = 625*103 Нмм.

     Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу 16.1.

     16.1 Расчёт зубчатых колёс редуктора

     Данный расчёт выполняется по методике и формулам , показанным в разделе 7 настоящего пособия.

     Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. раздел 6): для шестерни - сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость

    НВ 230-260; для колеса — сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.

     Допускаемые контактные напряжения [формула (7.2)]

     σH =σHlimbKHL / [SH] , где σHlimb -предел контактной выносливости при базовом
    числе циклов.

     По табл. 6.3 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

    KHL — коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

     KHL = 1 ; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

     [σH] = 0.45([σH1] + [σH2])

    для шестерни [σH1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

    для колеса [σH2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

    Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

     [σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.

     Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 7.3, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

    Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4 (см. раздел 7).

     Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (7.1)

      = 43(5+1)мм,

    где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора и = 5.

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81

     aw = 200 мм (см. раздел 7).

     Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации :

     тп = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02)200 = 2 - 4 мм;
    принимаем по ГОСТ 9563 — 80 mn = 2,5 мм .

     Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса :

     Z1 = = = 26.2 

    Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.
    Уточненное значение угла наклона зубьев  ; β = 12°50'.

     Основные размеры шестерни и колеса:
    диаметры делительные: d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

     d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34мм;

    Проверка : aω = 0.5(d1 + d2) = 0.5(66.66+333.34) = 200мм.

    диаметры вершин зубьев:

     da1 =d1 + 2тn = 66,66 + 2 • 2,5 = 71,66 мм;
    da2 =d2+ 2тп = 333,34 + 2 • 2,5 = 338,34 мм;

    ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

    ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

     Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

     Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

     Окружная скорость колес и степень точности передачи

    v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

    При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. табл. 7.3).
    Коэффициент нагрузки KH = KH KHa KHv

    Значения KHβ даны в табл. 7.1; при Ψbd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,155.

    По табл. 7.3 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 7.2 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

    Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

     Проверка контактных напряжений по формуле (7.13):

      = 270 /200= 392 МПа < [σH].

     Силы, действующие в зацеплении :

    окружная Ft = 2T / d1 = 2*125*103 / 66.66 = 3750 H;

    радиальная Fr = Ft tqa / cosβ = 3750*tq 200 / cos 120 50´ = 1400 Н;

    осевая Fr = Ft tg, β = 3750*tg 12°50' = 830 Н.

     Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
    по формуле (7.14):

     <[σF]

    Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv. По табл 7.4 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,33. По табл. 7.5, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент 

    KF = 1,33 • 1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [см. формулу (7.17)]: zv1 = z1 / cos3 β
    у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28, у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,

    YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. табл. 7.5).

    Допускаемое напряжение [σF] = σ0Flimb / [S] (см. раздел 7.8)

    По табл.6.4 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ0Flimb = 1,8HB.

    Для шестерни σ0Flimb = 1,8*230 = 415 МПа; для колеса σ0Flimb =1.8*200 =360 МПа.
    . [SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности (см. раздел 7.8), где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

     Допускаемые напряжения:

    для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа; для колеса [σF1] = 360 / 1,75 =206 МПа.

    Находим отношения [SF] / YF

    для шестерни 237 / 3.84 =62 МПа, для колеса 206 /3,6 = 57,5 МПа.

    Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

     Определяем коэффициенты Yβ и КFa по формуле (7.19):

     Yβ = 1- β 0 / 140 = 1 – 12,8 / 140 = 1 - 0,09 = 0,91. 

    Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εa =1.5 и 8-й степени точности KFa = 0.92.

    Проверяем прочность зуба колеса по формуле (7.14): <[σF]

     σF2 = 3750*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 98 МПа <[σF] = 206 МПа.

    Условие прочности выполнено.

     Аналогично выполняется расчёт конических зубчатых передач и червячных передач (см. разделы 8 и 9)

    На главную