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

приобрести
скачать (619.7 kb.)


Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГБОУ ВПО «Алтайский государственный технический университет

им. И.И. Ползунова»

Факультет специальных технологий

Кафедра «Детали машин»

Курсовая работа (проект) защищена с оценкой________

Руководитель __________________ А.В. Баранов

(подпись)

" 15 " июня 2020 г.

Проектирование механического привода




Пояснительная записка курсовому проекту (работе)

по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»


(«Прикладная механика»)

КП(КР) 23.03.03.ХХ.000 ПЗ


↑ ↑

Номер специальности (номер варианта, последние2 цифры зачетки)

Студент гр. 4ЭТМ(с)-81 И.И.Иванов











БАРНАУЛ 2020





Разработать механический привод по схеме






Вариант 01


Исходные данные:

Мощность на выходе Рвых = 1,7 кВт

Частота вращения тихоходного вала nвых = 260 мин-1

Режим работы постоянный



Ресурс привода L = 9000 ч

















КП 270100.ХХ.000 ПЗ

















Изм

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Разраб.









Техническое задание

Лит

Лист

Листов

Пров.










у







1

1
















Н. контр.










У тв.

Баранов














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

  1. Выбор и обоснование системы смазки

  2. Литература ПРИЛОЖЕНИЕ

iS




л
i
ист


3
Л
'J.


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 пвых= 90 мин'1.



  1. .Требуемая мощность двигателя.

Общий к.п.д. привода

Л=ЛРпЛзп =0,95 0,97 = 0,92.

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ.т= Рвых/л = 3,5 /0,92= 3,8кВт.



    1. Требуемая частота вращения двигателя.

Общее передаточное отношение привода

u = upn u3n = (2...4)(2 ...6,3) = 4....25,2, где ирп - рекомендуемые передаточные числа ременной передачи [1], изп - передаточные числа зубчатой передачи [1].

Требуемые частоты вращения двигателя по значению п|!ЫХ

п>.т. ~ пВЬ|Х' и = 360....2268 мин'1



    1. 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.).






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

Общее уточненное передаточное число

и = пэ/ пВЬ1Х = 950 / 90 = 10,56 Назначаем передаточное число ременной передачи upn = 3, тогда

изп - и/ ирп = 10,56/3 =3,52.

1.5.Частоты (скорости) вращения валов привода.

Вал электродвигателя

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

Быстроходный вал

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

сОвых = л ' пВЬ1Х/ 30 = 3,14 90/ 30 = 9 с'1.



  1. Мощности на валах.

На всех валах мощности известны, кроме быстроходного

Рб = Р) г)рп = 3,8 0,95 = 3,61 кВт.



  1. Моменты на валах.

Моменты на валах определим по общей формуле

Tj = РМ


г
Upn 3,
де i - обозначение соответствующего вала, тогда Тэ =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.


изп =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 Lh = 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.


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

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

  1. Допускаемые контактные напряжения (п. 12.5).

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

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

колеса NK2= NK,/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. (цн = О

шестерни NHei= Цн Nki~ 1 1,71' 108= 1,71 108 колеса NHE2= Цн Н<2 = 1 0,48 108 =0,48 108

в) Коэффициенты долговечности



ZN,= 6VNhc/NHei = 6V0,23 ' 108/ 1,71 ' 108 = 0,717 принимаем ZN1=1,

ZN2 = 4 NHg2/ NHe2 = N 0,16 T 08 / 0,48 1 08= 0,829 принимаем ZN2= 1.

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев Ra=0,63... 1,25 мкм принимаем коэффициенты влияния шероховатости Zri= Zr2= 1.

По табл. 12.9 принимаем значение коэффициента влияния окружной скоро­сти Zv=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 Zv Zri/[S]hi=640 11 1/1,1 = 582 МПа, для колеса [а] И2= a Hiim2ZN] Zv ZR1/[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

  1. Допускаемые напряжения изгиба

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

б) Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле



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

Nfe,= Цп Nk,= 1 ' 1,71 Ю8= 1,71 108

NFe2= Hfi N,<2= 1 0,48 ' 108 = 0,48 108 Коэффициенты долговечности

. Yn1=6VNfg/Nfe1=6V4106/1,71 Ю8 = 0,535' принимаем YN1=1,

Yn2=6V Nfg/ NFE2 =6л/4 1 06 / 0,48 1 08 = 0,66 принимаем YN2= 1.

Полагая, что шероховатость между переходными поверхностями между ; зубьями при зубофрезеровании Ra< 40 мкм, принимаем коэффициенты шерохо­ватости Yri= YR2=1. При нереверсивной работе коэффициент реверсивности IYд= 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 YR] Ya/[S]f = 333,45 111/1,7 =196 МПа.

для колеса [cr]F2= a F|im2 YN2 YR2 YA/[S]F =292,5 1 1 1/1,7 =172 МПа.


  1. 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 KHv= 1,01, KFv= 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 Кнро- Для зубчатого колеса с мень­шей твердостью Кцр0=1,05.

Значение коэффициента, учитывающего приработку Kw, находим по табл.


  1. Для менее твердого зубчатого колеса: Kw=0,45. Тогда значение коэффици­ента неравномерности КНр после приработки

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

Значение коэффициента KFp 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:

КНа= 1+0,15(ncn-5) = 1 + 0,15(8-5) = 1,45 К,«= Кн«=1,45.

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

Кн= Ка К„р КН\ КНа= Г1,0221,01 1,45= 1,5 Кр= Ka К,.р KFv KFa= 1 1,0167 1,06 1,45=1,56.





Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации