Пояснительная записка курсовому проекту (работе) по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» - файл

приобрести
скачать (619.7 kb.)

---

Смотрите также:
• Пояснительная записка к курсовому проекту - Нестандартное оборудование (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Конструкция и эксплуатационные свойства транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования» (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту: «Проектирование и исследование механизмов плунжерного насоса» (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Энергетическая электроника» Принял ст (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Насосы и компрессоры» (Документ)
• Пояснительная записка к проекту по курсу «Детали машин» (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Организация работы и управление подразделением организации» Расчет предприятия по обслуживанию дсм с разраб (Документ)
• Дисциплина «Основы проектирования зданий и сооружений» пояснительная записка к курсовому проекту №1 проектирование малоэтажного жилого дома д (Документ)
• Лебедева А.П. Основы расчета и конструирования деталей машин. Кинематический расчет привода (Документ)
• Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Технология возведения одноэтажных промышленных зданий " (Документ)
• Курсовой проект расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине : «Технология изделий из древесины» (Документ)

Содержание	3
Введение	ч
1. Энергокинекинематический расчет и подбор электродвигателя	5
2. Исходные данные и расчет зубчатой передачи	?
3. Эскизное проектирование	11
4. Проверочный расчет тихоходного вала	73
5. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала	1i
6. Расчет открытой передачи	1?
7. Расчет шпоночного соединения, выбор посадок	is
Выбор и обоснование системы смазки Литература ПРИЛОЖЕНИЕ	iS 1Ъ

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия, инициализирующая это движение, реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. Также функцией последних является преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В данной курсовой работе требуется разработать механический привод по заданной схеме, ресурсу и выходным характеристикам машины. Расчет необходимо выполнить на кинематическом и энергетическом уровне с подбором источника движения - двигателя. Далее необходимо создать современную конструкцию данной силовой установки с последующей разработкой основной части технической документации на изготовление и эксплуатацию.

В данной работе привод представлен по схеме электродвигатель - ременная передача - зубчатая цилиндрическая передача (редуктор).

1

1.Энергокинематический расчет и подбор электродвигателя. Исходные данные: Мощность на выходе Р = 3,5 кВт. Частота вращения тихоходного (выходного) вала п_вых= 90 мин'¹.

1. 
   .Требуемая мощность двигателя.
   

Общий к.п.д. привода

Л⁼Л_РпЛзп =0,95 0,97 = 0,92.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_э.т= Рвых/л ⁼ 3,5 /0,92= 3,8кВт.

2. 
   Требуемая частота вращения двигателя.
   

Общее передаточное отношение привода

u = u_pn u_3n = (2...4)(2 ...6,3) = 4....25,2, где и_рп - рекомендуемые передаточные числа ременной передачи [1], и_зп - передаточные числа зубчатой передачи [1].

Требуемые частоты вращения двигателя по значению п_|!ЫХ

п>.т. ~ п_ВЬ|Х' и = 360....2268 мин'¹

2. 
   Выбор электродвигателя.
   

По требуемой мощности и частоте вращения выбираем тип электродвигателя [11-

Т

лис т £

•—и—
ип АИР112МВ6/950 с номинальной мощностью 4 кВт и асинхронной частотой вращения 950 мин’¹, d| = 38 мм ( рис. 1.1.).

2. 
   Произведем разбивку уточненного общего передаточного отношения по ступеням привода.
   

Общее уточненное передаточное число

и = п_э/ п_ВЬ1Х = 950 / 90 = 10,56 Назначаем передаточное число ременной передачи u_pn = 3, тогда

и_зп - и/ и_рп = 10,56/3 =3,52.

1.5.Частоты (скорости) вращения валов привода.

Вал электродвигателя

со_э=ти nj 30 = 3,14 950 / 30 = 99 с'¹.

Быстроходный вал

п_б = п/ и_рп = 950/ 3 = 317 мин’',С0б = п п_б/ 30 = 3,14 317/ 30 = 33 с'¹, Тихоходный вал

сОвых = л ' п_ВЬ1Х/ 30 = 3,14 90/ 30 = 9 с'¹.

6. 
   Мощности на валах.
   

На всех валах мощности известны, кроме быстроходного

Р_б = Р) г)_рп = 3,8 0,95 = 3,61 кВт.

6. 
   Моменты на валах.
   

Моменты на валах определим по общей формуле

Tj = РМ

г
Upn 3,
де i - обозначение соответствующего вала, тогда Т_э =3,8 1 0³/99= 38Н м То =3,61 10³/33=109 Н м Т, =3,5 10³/9=389 Н м

Назв. вала	п, мин	со, с'1	Р, кВт	Т, Н м
Эл.дв	950	99	3,8	38
Быстрох.	317	33	3,61	109
Тих.(вых)	90	9	3,5	389

1.8. Расчетные данные сведем в таблицу.


и_зп =3,52.




2. Расчет косозубой передачи.

Вращающий момент на валу шестерни Т|=109 Н м при частоте вращения П|= 317 мин"¹. Передаточное число и=3,55. Требуемый ресурс передачи L_h = 9000 ч, типо­вой режим нагружения 0. Расположение колес несимметричное. Все ссылки в данном разделе на источник [2]. Методика расчета базируется на ГОСТ 21354 - 87 Решение. 1. Материал шестерни и колеса. Для изготовления зубчатых колес вы­бираем сталь 40Х с термообработкой:

для шестерни -улучшение поковки до твердости Hi =285 НВ. для колеса - улучшение поковки до твердости Н₂ = 250 НВ.

2. 
   Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по фор­муле (13.17) при значении вспомогательного коэффициента К = 10 [2] для указан­ных твердостей колес :
   

a_w”=K(u+l)³VT,/u= 10 (3,55+1) ³Vl09/3,55 =142,3 мм Окружная скорость зубчатого колеса (13.18)

• 
  = 27ta_wn,/[60000(u+l)] = 2тг 142,3 317/[60000(3,55+1)]=1,04 м/с
  

2. 
   Допускаемые контактные напряжения (п. 12.5).
   

а) По табл. 12.8 интерполированием находим число циклов напряжений, со­ответствующие перелому кривой усталости: для шестерни N_noi ⁼ 0,23 10⁸, для колеса Nhg2 ⁼ 0,16 ТО

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы (12.2): шестерни N_Ki= 60niL_h = 60 317 9000 = 1,71 10⁸,

колеса N_K2= N_K,/и = 1,71 10⁸/3,55= 0,48 10⁸.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле

1. 
   , значения коэффициента эквивалентности для типового режима нагру­жения 0 - по табл. 12.2. (ц_н ⁼ О
   

шестерни N_Hei⁼ Цн Nki~ 1 1,71' 10⁸= 1,71 10⁸ колеса N_HE2= Цн Н_<2 = 1 0,48 10⁸ =0,48 10⁸

в) Коэффициенты долговечности

Z_N,= ⁶VNhc/N_Hei = ⁶V0,23 ' 10⁸/ 1,71 ' 10⁸ = 0,717 принимаем Z_N1=1,

Z_N2 = 4 N_Hg₂/ N_He2 = N 0,16 T 0⁸ / 0,48 1 0⁸= 0,829 принимаем Z_N2= 1.

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев Ra=0,63... 1,25 мкм принимаем коэффициенты влияния шероховатости Zri= Z_r2= 1.

По табл. 12.9 принимаем значение коэффициента влияния окружной скоро­сти Z_v=l.

Коэффициент запаса прочности для шестерни [S]m=l,l, для колеса [S]h₂⁼1,1

г) По формулам табл 12.7. определяем пределы контактной выносливости: для шестерни ст _Hiimi~2*H 1 +70 = 640 МПа

для колеса a _Hiim2⁼2*H2+70 = 570 МПа

д) Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10):

для шестерни [ст] _Hi⁼ <J Hiimi Zni Z_v Zri/[S]hi=640 11 1/1,1 = 582 МПа, для колеса [а] _И2= a Hiim₂Z_N] Z_v Z_R1/[S|_H2⁼570' I T 1/1,1 =518 МПа.

<Wc т

Допускаемые контактные напряжения для расчета цилиндрической переда­чи с непрямыми зубьями (12.12):

Г [а]_н = 0,45([ct]hi+[g]h₂) = 0,45 (582+518) = 495 МПа.

1. 
   [а]_н> [cj]_Hmin = 518 МПа
   

Принимаем [ст]ц = 518 МПа

2. 
   Допускаемые напряжения изгиба
   

а) Базовое число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливо­сти зубьев при изгибе, N_FG= 4 10⁶.

б) Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле

1. 
   , значение коэффициента эквивалентности |i_F - по табл. 12.2: для шестерни при q_F=6 Ц[ i=l, для колеса при q_F=6 Цп=1, где q_F - показатель кривой выносли­вости.
   

N_fe,= Цп N_k,= 1 ' 1,71 Ю⁸= 1,71 10⁸

N_Fe2= Hfi N,<2= 1 0,48 ' 10⁸ = 0,48 10⁸ Коэффициенты долговечности

. Y_n1=⁶VN_fg/N_fe1=⁶V410⁶/1,71 Ю⁸ = 0,535' принимаем Y_N1=1,

Yn2=⁶V N_fg/ N_FE2 =⁶л/4 1 0⁶ / 0,48 1 0⁸ = 0,66 принимаем Y_N2= 1.

Полагая, что шероховатость между переходными поверхностями между ; зубьями при зубофрезеровании Ra< 40 мкм, принимаем коэффициенты шерохо­ватости Yri= Y_R2=1. При нереверсивной работе коэффициент реверсивности IY_д= 1. Принимаем коэффициент запаса прочности [S]_F = 1,7.

г) по табл. 12.10 определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

для шестерни о Fiimi⁼ 1,17*Н1 = 333,45 МПа

для колеса a _F|_im2 =1,17*Н2 = 292,5 МПа

д) допускаемые напряжения изгиба по формуле:

для шестерни [<j]_F| = с piimi Yni Y_R] Y_a/[S]_f = 333,45 111/1,7 =196 МПа.

для колеса [cr]_F2= a _F|_im2 Y_N2 Y_R2 Y_A/[S]_F =292,5 1 1 1/1,7 =172 МПа.

2. 
   Коэффициенты нагрузки.
   

а) По табл 11.2, ориентируясь на передачи общего машиностроения, назна­чаем 8-ю степень точности передачи. Затем по табл. 12.5, 12.6, интерполируя, по­лучаем коэффициенты внутренней динамической нагрузки K_Hv⁼ 1,01, K_Fv= 1,06.

б) Принимаем коэффициент ширины венца для данного расположения ко­лес: \j/ba =0,4. Тогда Тогда тот же коэффициент, приведенный к ширине колес

М^/м=0,5\}/_Ьа(и+1) = 0,5 0,4 (3,55+1) = 0,91

По табл. 12.3 выбираем значение коэффициента неравномерности распреде­ления нагрузки в начальный период работы К_нро- Для зубчатого колеса с мень­шей твердостью Кцр₀=1,05.

Значение коэффициента, учитывающего приработку K_w, находим по табл.

4. 
   Для менее твердого зубчатого колеса: K_w=0,45. Тогда значение коэффици­ента неравномерности К_Нр после приработки
   

К„р= 1+( Кнр₀-1)- K_w =1+(1,05-1) 0,45 =1,022.

Значение коэффициента K_Fp при изгибе находим по формуле (12.9)

Шт

X

Крр= Кн„⁽'-⁸⁸= 1,0167

в) По формуле (12.5) находим значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности:

К_На= 1+0,15(n_cn-5) = 1 + 0,15(8-5) = 1,45 К,«= К_н«=1,45.

г) Находим значения коэффициентов нагрузки при при значениях коэффи­циента внешней динамической нагрузки К_а=1:

К_н= К_а К„р К_Н\ К_На= Г1,0221,01 1,45= 1,5 Кр= K_a К,.р K_Fv K_Fa= 1 1,0167 1,06 1,45=1,56.

6. 
   
   

   ---