Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
Кафедра прикладной механики
и материаловедения
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине “Детали машин”
Выполнил: Тарасов А. О. гр. 348-1.
Руководитель проекта: Никифоров А.А.
Томск 2010г.
Содержание
Введение 3
1. Выбор электродвигателя и общий расчёт редуктора 4
1.1. Выбор электродвигателя 4
1.2. Уточнение передаточных чисел привода 4
1.3. Определение вращающих моментов на валах привода 5
2. Расчёт зубчатых передач 6
2.1. Выбор твёрдости, термической обработки
и материала колёс 6
2.2 Определим допускаемые контактные напряжения 6
2.3. Определим допускаемые напряжения изгиба 7
2.4 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (2-ая ступень) 8
2.5 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (1-ая ступень) 13
3. Разработка эскизного проекта 16
4. Расчёт валов 18
4.1 Проверочный расчёт валов (быстроходный вал) 18
4.2 Проверочный расчёт валов (тихоходный вал) 21
5. Расчёт соединений 24
Список использованных источников 25
Приложение А – Спецификация редуктора цилиндрического 26
Введение
В соответствии с техническим заданием на курсовое проектирование разработана конструкция привода растворонасоса. Пояснительная записка содержит 21с., 2 рисунка, графическая часть 2л.
Разработанный редуктор имеет конструкцию, обеспечивающую высокую надёжность и простоту монтажа и обслуживания.
Все элементы привода выбраны с небольшим запасом, что обеспечивает повышенную надёжность в случае непредвиденных пиковых нагрузок связанных с областью применения привода.
1.1. Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.
Требуемая мощность (кВт) электродвигателя привода определяем по формуле:
где Рв - потребляемая мощность измельчителя,
Здесь 1,2,3,муфты,подш - КПД отдельных звеньев кинематической цепи, значения которых принимаем по табл. 1.1. [1, с.6]
По табл. 24.9. [1, с.417] подбираем электродвигатель. Наиболее подходящим является электродвигатель АИР 132S4/1440 серии обладающий следующими характеристиками: мощность Р=7,5 кВт, синхронная частота n=1440 мин-1.
1.2. Уточнение передаточных чисел привода
Определяем общее передаточное отношение привода по формуле:
Тогда
Находим передаточное число редуктора:
Тогда
Принимаем
Уточняем передаточное отношение открытой передачи(цепной):
1.3. Определение вращающих моментов на валах привода
Частота вращения выходного вала редуктора n2=nв, так как в заданной схеме отсутствует ремённая или цепная передача. То есть n2=363мин-1 .
Частота вращения входного вала редуктора n1 определяем по формуле:
Частота вращения входного шкива цепной передачи равна частоте вращения электродвигателя n=1440 мин-1.
Вращающий момент на выходном валу редуктора определяем по формуле:
2.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс
Выбираем для изготовления колеса и шестерни сталь марки 40Х. Дополнительно применяем улучшение получая твердость 235…262 HB для колеса и 269…302 HB для шестерни.
2.2 Определим допускаемые контактные напряжения
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле:
где :
Нlim – предел контактной выносливости. В соответствии с табл.2.2 [1, с.13]:
тогда
SH – коэффициент запаса прочности принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.13], SH=1,1.
ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Принимаем ZR=0,95 в соответствии с рекомендациями [1, с.13];
ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. Принимаем ZV=1,10 в соответствии с рекомендациями [1, с.14].
ZN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса определяем по формуле:
где NHG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости определяют по формуле:
Тогда
Nk – ресурс передачи в числах циклов перемены напряжения определяют по формуле:
остальные параметры принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.13],
Тогда
Принимаем ZN1=1и ZN2=1 в соответствии с рекомендациями.
И, следовательно
Так как передача является цилиндрической с прямыми зубьями, принимаем допускаемое напряжение []Н=515,45 Мпа.
2.3. Определим допускаемые напряжения изгиба
Определим допускаемое напряжение изгиба по следующей формуле:
где YN – коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса, определяем по формуле:
В соответствии с рекомендациями [1, с.15], принимаем:
Тогда
Принимаем YN1=1и YN2=1 в соответствии с рекомендациями.
YR – коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности принимаем YR=1 в соответствии с рекомендациями [1, с.15];
YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки принимаем YA=1 в соответствии с рекомендациями [1, с.15];
Flim – предел выносливости при отнулевом цикле нагружения. принимаем в соответствии с табл.2.3 [1, с.14]:
Тогда
SF – коэффициент запаса прочности принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.15], SF=1,7.
Тогда
Так как передача является конической с прямыми зубьями, принимаем допускаемое напряжение []F=255,81 МПа.
2.4 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (2-ая ступень)
Производим предварительный расчёт межосевого расстояния aw’, мм:
где К – коэффициент поверхностной твёрдости в соответствии с рекомендациями [1, с.17], принимаем K=10; u – передаточное отношение редуктора u=3,15.
Тогда
Определим окружную скорость v, м/с:
Тогда
По полученным данным приимем степень точности зубчатой передачи, примем 9 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.
Уточним предварительно найденное значение межосевого расстояния:
где Ka=450 для прямозубых колёс.
ba – коэффициент ширины, принимаем в соответствии со стандартным рядом чисел и рекомендаций [1, с.17], ba=0,4.
Тогда
КН – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
где KHv –коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в соответствии с рекомендациями табл. 2.6 [1, с.18], KHv=1,06
KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, в соответствии с [1, с.18]:
где KH0 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы, в соответствии с табл. 2.7 [1, с.19], KH0=1,11.
KHw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, в соответствии с табл. 2.8 [1, с.19], KHw=0,26.
Тогда
KH - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяем по формуле:
где KH0 – начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями, находим из следующего выражения:
где nСТ – степень точности передачи, nСТ=9.
Тогда
И, следовательно
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
Учитывая стандартный ряд величин межосевых расстояний, принимаем aw=200мм.
Предварительно определим основные размеры.
Определяем делительный диаметр:
Определим ширину колеса:
Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:
где Km =3.4 103 для косозубых передач.
KF – коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
где КFv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем КFv=1,11 по табл. 2.9 [1, с.20].
КFβ – коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:
КFα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём КFα= КHα0=1,24.
Тогда
И следовательно
Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=2,5 мм.
Определим суммарное число зубьев по формуле:
где β – угол наклона зубьев, принимаем β=0˚.
Тогда
Определяем число зубьев шестерни:
Принимаем ближайшее целое число Z1=39.
Определяем число зубьев колеса:
Уточняем фактическое передаточное число:
Определяем делительные диаметры:
Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:
Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.
Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:
где Zσ =960 Mпа1/2 для прямозубых колёс.
Тогда
Определяем силы в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
где α =20˚
Осевая сила Fa =0. Так как применено прямозубое зацепление.
Проверим зубья по напряжениям изгиба.
Для зубьев колеса:
где YFS2 – коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS2=3,59.
Yβ=1 для прямозубых колёс, Yε=1 при степени точности 8.
Тогда
Для зубьев шестерни:
где YFS1 – коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS1=3,71.
Тогда
2.5 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (1-ая ступень)
Так как редуктор соосный принемаем =200 мм.
Определим окружную скорость v, м/с:
Тогда
По полученным данным приимем степень точности зубчатой передачи, примем 8 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.
Предварительно определим основные размеры.
Определяем делительный диаметр:
Определим ширину колеса:
Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:
где Km =3.4 103 для косозубых передач.
KF – коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
где КFv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем КFv=1,1284 по табл. 2.9 [1, с.20].
КFβ – коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:
КFα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём КFα= КHα0=1,24.
Тогда
И следовательно
Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=1,5 мм.
Определим суммарное число зубьев по формуле:
где β – угол наклона зубьев, принимаем β=0˚.
Тогда
Определяем число зубьев шестерни:
Принимаем ближайшее целое число Z1=45.
Определяем число зубьев колеса:
Уточняем фактическое передаточное число:
Определяем делительные диаметры:
Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:
Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.
Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:
где Zσ =9600 MПа для прямозубых колёс.
Тогда
Определяем силы в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
где α =20˚
Осевая сила Fa =0. Так как применено прямозубое зацепление.
Проверим зубья по напряжениям изгиба.
Для зубьев колеса:
где YFS2 – коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS2=3,68.
Yβ=1 для прямозубых колёс, Yε=1 при степени точности 8.
Тогда
Для зубьев шестерни:
где YFS1 – коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS1=3,59.
Тогда
Определяем предварительные диаметры валов.
Для быстроходного вала шестерни диаметр определяется по следующей формуле:
В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем значение d1=35мм.
Для быстроходного вала колеса диаметр определяется по следующей формуле:
В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем значение d2=50мм.
Основные конструктивные решения.
Определяем минимальное расстояние между деталями передач:
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Примем L=250мм, равную сумме делительных диаметров.
Тогда
Определяем расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс:
Компоновка выполняется с таким расчетом, чтобы размеры редуктора в осевом направлении были небольшими, а валы жёсткими. Остальные размеры принимаются в соответствии с рекомендациями [1, с.257].
Крышки подшипниковых узлов конструируем в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [1, с.148].
Конструкция зубчатого колеса проработана по рекомендации [1, с.63].
Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колеса в масло, заливаемое в корпус редуктора до определённого уровня. Применяем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799-75 [1, с.178].
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием масла шестерней и затеканием в подшипниковые полости. Это достоинство подшипников качения - требуют мало смазки.
Для контроля уровня масла предусматривается жезловой указатель уровня масла, а для слива отработанного масла сливная пробка. Для визуального контроля выработки редуктора используется смотровое окно, применяемое также для доливания масла.
4.1. Рассчитываем быстроходный вал на статическую прочность
По чертежу вычерчиваем расчетную схему
Рассматриваем действие изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Проверка:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости
Сечение A:
Сечение Б:
Сечение В:
Сечение Г:
Рассматриваем действие изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Проверка:
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Сечение A:
Сечение Б:
Сечение В:
Сечение Г:
Крутящий (вращающий) момент
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни (Эпюра Т).
Суммарный изгибающий момент в сечении В, как наиболее нагруженном определяем по формуле:
где КП=2,2 – коэффициент перегрузки табл. 24.9. [1, с.417]
Суммарный крутящий момент в сечении В:
Осевой момент сопротивления для вала шестерни:
.
Полярный момент сопротивления:
.
Нормальные и касательные напряжения в сечении В:
Коэффициент запаса прочности:
Конструктивно принятые размеры вала обеспечивают многократный запас, поэтому расчет на сопротивление усталости выполнять нецелесообразно.
4.2. Рассчитываем тихоходный вал на статическую прочность
По чертежу вычерчиваем расчетную схему
Рассматриваем действие изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Проверка:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости
Сечение A:
Сечение Б:
Сечение В:
Сечение Г:
Рассматриваем действие изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Проверка:
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Сечение A:
Сечение Б:
Сечение В:
Сечение Г:
Крутящий (вращающий) момент
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни (Эпюра Т).
По эпюрам видно, что тихоходный вал малонагруженный и конструктивно принятые размеры вала обеспечивают многократный запас, поэтому расчет на сопротивление усталости выполнять нецелесообразно.
Исходя из условий задания на курсовое проектирование и применяемой скорости вращения подшипников, расчёт на статическую и динамическую грузоподъёмности не является необходимым.
Производим расчёт подшипников на заданный ресурс.
Для быстроходной ступени применён подшипник 307, имеющий следующие характеристики: . Для тихоходной ступени применён подшипник 309, имеющий следующие характеристики: .
Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку в наиболее нагруженной опоре:
,
где X,Y – коэффициенты, в соответствии с рекомендациями [1, с.106], при ; X =1, Y=0,
Кб – коэффициент безопасности; Km – температурный коэффициент принимаем Кб = 1,2 в соответствии с рекомендациями табл. 7.4 [1, с.107], Кm = 1.
Тогда
,
Определяем скорректированный по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс.
,
где а1,а23 – коэффициенты долговечности и совместного влияния, принимаем а1=1 , а23=0,75 в соответствии с рекомендациями [1, с.108]; n –частота вращения вала.
Тогда
Для быстроходного вала:
,
Для тихоходного вала
.
Все подшипники удовлетворяют условию долговечности.
5. Расчёт соединений [2, с.168]
В соответствии с заданием и при условии достаточной соосности целесообразно использовать упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93. Применение такой муфты позволяет компенсировать нежелательные усилия на приводном валу.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длинны шпонок - по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - Сталь 45 нормализованная.
Для тихоходного вала напряжение смятия определяем по формуле:
,
где T2 – крутящий момент на тихоходном валу, d – диаметр вала, h – высота шпонки, b – ширина шпонки, l – длинна шпонки, t1 – глубина паза.
Тогда
.
.
Для быстроходного вала напряжение смятия определяем по формуле:
,
где T1 – крутящий момент на быстроходном валу, d – диаметр вала, h – высота шпонки, b – ширина шпонки, l – длинна шпонки, t1 – глубина паза.
Тогда
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
=110...125МПа, при чугунной =90...120МПа. (материал полумуфт Сталь 40Х).
Условие выполнено .
1. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных спец. Вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. -7-е изд., перераб. и доп.-М.:Высш. шк., 2001-447 с., ил.
4. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И.М. Чернин и др.-2-е изд., перераб. и доп. - М.:Машиностроение , 1988. - 416 с.: ил.