Курсовой проект

1. Энергетический и кинематический расчеты 3
2. Проектировочный расчет зубчатой передачи 5
2.1. Материал и термообработка 5
2.2. Допускаемые напряжения 7
2.3. Коэффициенты расчетной нагрузки 8
2.4. Расчет зубчатой передачи 9
3. Расчет клиноременной передачи 10
4. Проверочный расчет зубчатой передачи 13
5. Валы, расчет валов 15
6. Подбор муфты. Эскизное проектирование 17
7. Смазка подшипников и зацеплений 20
8. Конструирование элементов редуктора 20
9. Расчет валов 22
9.1. Усилие передачи 22
9.2. Расчет на статическую прочность 27
9.3. Ресурс на сопротивление усталости 30
10. Ресурс подшипников качения 33
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 34

Радиальные силы на опорах Fr1 =Rr1=5950 Н. Радиальные силы на опорах Fr2 =Rr2=5057 Н. Осевая сила на опоре 2 - FA = 626 H. Базовая радиальная грузоподъемность: статическая С0r = 13700 Н; динамическая Сr = 25500 Н. Расчетная осевая нагрузка на опорах: Fа1 = 0; Fа2 =FА = 626 Н. Для опоры 2 отношение Fа2 / С0r= 626 / 13700 = 0,046. Из таблицы 14.1 параметр осевогонагружения(интерполяция), ε = 0,245. Для опоры 1 Fа1 = 0; и коэффициенты Х = 1; Y = 0. Для опоры 2 отношение Fа2 / VFr2 = 626 / 1·5057 = 0,124< e = 0,245 и Х = 1; Y = 0. Эквивалентная радиальные динамические нагрузки RЕ при коэффициентах КБ = 1,4 и КТ = 1 соответственно в опорах 1 и 2. RЕ1 = V·X·Fr1·КБ·КТ = 1·1·5950·1,4·1 = 8330 Н; RЕ2 = V·X·Fr2·КБ·КТ = 1·1·5057·1,4·1 = 7080 Н. Так как RЕ1 > RЕ2, то подбор подшипников производим по опоре 1. Скорректированный ресурс для ПК при а23 = 0,75 (обычные условия работы шариковых подшипников), р = 3, n = 134,2 мин-1. [L10h] =106·а23·(Сr/RE1)3/(60·n)= 106·0.75·(25500/8330)3/(60·134,2)=2672ч. Это меньше требуемого ресурса, поэтому подшипник 207 для опор тихоходного вала не годятся. Принимаем роликовые конические ПК 7207А: размеры dx D xB = 35 х 72 х 17 мм.статическая С0r = 32500 Н; динамическая Сr = 48400 Н, параметр ε = 0,37; при отношении Fа / VFr> ε коэффициенты нагрузкиХ = 0,4; Y = 1,6. Расстояние а от наружных торцов ПК до точек О по формуле (10.2) А = 0,5Т + (d+D)·e / 6 = 0,5 · 18,5 + (35+72)·0,37/ 6 = 15,85 мм.Принимаема = 16 мм. Расчетные дины:l = 62 + 2T – 2a = 62 + 37 – 32 = 67 мм.l2 = 75– T+ a = 75 – 18,5 + 16 = 72,5 мм. 75 – длина от середины конуса конца тихоходного вала до внутренней стенки корпуса. Реакции опор и радиальная нагрузка на подшипники (рис.7-а): а) в плоскости ХОZа) в плоскости ХОZ: ΣМоп2 = 0; Rх1l - 103·Ма2 + Frl / 2 = 0; Rх1 = 103·Ма2/l - Fr / 2 = 103·188,4/67 – 886/2 = 2812 – 443 = 2369 Н. Rх2 = Rх1 + Fr = 2369 + 886 = 3255 Н.б) в плоскости YОZ: ΣМоп2 = 0; Rу1l - Frl / 2 = 0; Rу1 = Rу2= Ft / 2 = 2433/2 = 1216,5 Н. в) суммарные реакции опор: R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (23692 + 1216,52)1/2 = 2663НR2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (32552 ++ 1216,52)1/2 = 3475Н. г) от силы муфты: FM = АTТ1/2, где А = 125; FM = 125·180,41/2 = 1679 Н,ΣМоп2 = 0; FM ·(l +l2) – RM1 · l = 0; RM1 = FM·(l +l2)/l = 1979 · (72,5 + 67)/67 = 4120Н. RM2 = RM1 - FM = 4120 – 1679 =2441Н. д) полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников): Fr1 = R1 + RM1 = 2663 + 4120 = 6783Н;Fr2 = R2 + RM2 = 3475 + 2441 = 5916 Н. Осевые составляющие FS = 0.83·e·Fr:Опора 1 FS1 = 0,83·0,37·6783 = 2083Н; Опора 2 FS2 = 0,83·0,37·5916 = 1817Н. Допустим, что Fа1 =FS1= 2083 Н. Тогда из условия равновесия сил на оси вала: Fа2 =FS1+ FА = 2083 + 626 = 2709 Н > FS2= 1817Н.Следовательно, расчетные осевые силы подшипника равны: Fа1= 2083 Н.Fа2 =2709 Н. Отношение Fа / VFrпри коэффициенте вращения V= 1:- опора 1 2083 / (1·6783) = 0,307 < е = 0,37. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка:RЕ1 = V·X·Fr1·КБ·КТ = 1·1·6783·1,4·1 = 9496 Н; - опора 2 2709 / (1·5916) = 0,45 > е = 0,37. RЕ2 = V·X·Fr2·КБ·КТ = 1·1·5916·1,4·1 = 8282 Н; Расчет на статическую прочностьВ опасных сечениях определяют максимальные напряжения: - нормальные (изгиба и сжатия) σ = 103Мmax/ W +Fmax /A;- касательные (кручения) τ = 103Тmax/ WК, Тmax = КП·Т; Мmax = КП·М; КП = 2,2. Тихоходный вал. Уточненные длины участков l = 67 мм, l2 = 72,5 мм. Реакции опор: Rх1= 2369 Н; Rх2= 3255 Н; Rу1 = Rу2= 1216,5 Н; RM1 = 4120 Н; RM2 =2441Н; момент Ма2 = 188,4Н·м. Горизонтальная плоскость ХOZ, сечение А: МуA = 10-3·Rx2·l / 2 = 10-3·3255 · 67 / 2 =109 Н·м. МуA’ = Ма2 - МуA =188,4 – 109 = 79,4 Н·м. Вертикальная плоскость YOZ, сечение А: МхA = 10-3·Rу1·l / 2 = 10-3·1216,5 · 67 / 2 =40,8 Н·м. Суммарные изгибающие моменты: сечение А:МА = (МxA2 + МуA2)1/2 = (40,82 + 1092)1/2 =116,4 Н·м. Момент от силы FMмуфты: сечение А: ММA = 10-3·RМ2·l / 2 = 10-3·2441 · 67 / 2 =82 Н·м. сечение В: ММВ = 10-3·FМ·l2 = 10-3·1679 · 72.5 =122 Н·м. Полные изгибающие моменты: сечение А: МAΣ = МA + ММA = 116,4 + 82 = 198,4 Н·м. сечение В: МВΣ = ММВ = 122 Н·м. Опасные сечения: А – под колесом; В – под внутренним кольцом подшипника опоры 1. Рис.8. Эпюры изгибающих и крутящего момента Моменты инерции и площади сечений. Тихоходный вал. Сечение А – шпоночный паз на диаметре d = 40 мм под зубчатым колесом, шпонка bxh = 12 х 8 мм.Момент сопротивления нетто-сечения по формулам (15.7): а) на изгиб WA = π·d3 / 32 –bh(2d-h)2 / (16d)= 3,14·403/32 - 12·8·(2·40-8)2/(16·40)== 5506 мм3. б) на кручение WКA = π·d3 / 32 –bh(2d-h)2 / (16d)= 3,14·403/16 - 12·8·(2·40-8)2/(16·40)= 11789 мм3. ПлощадьА= π·d2 / 4 – bh/2 = π·402 / 4 – 12·8 /2 =1209 мм2. Сечение В – сплошное круглое. W= π·d3 / 32; WК= π·d3 / 16; А = π·d2 / 4. Тихоходный вал: d = 35 мм; WВ= π·353 / 32 = 4209мм3;WКВ= π·353 / 16= 8418 мм3; А = π·352 / 4 = 962 мм2.Статические напряжения и коэффициенты запасов прочности. Тихоходный вал: а) максимальная нагрузка при перегрузках с коэффициентом КП = 2,2. Сечение А: МmaxА =2,2 · 198,4 = 437 Н·м; Fmax = 2.2 ·626 = 1377 Н. Тmax = 2.2 · 180,4 = 397 Н·м. Сечение В: МmaxВ =2,2 · 122= 268,4 Н·м; Тmax = 2.2 · 180,4 = 397 Н·м. Fmax = 2.2 ·626 = 1377 Н.б) максимальные статические напряжения по формулам (15.1): - на изгиб σ = 103Мmax/ W +Fmax /A;сечение А – σmaxA = 103 198,4/ 5506+1377/1209 = 37,2 МПа;сечение В – σmaxВ = 103 122/ 4209+1377/962 = 30,4 МПа; - на кручение τ = 103Тmax/ WК, сечение А – τmaxA = 103 397/ 11789= 33,7 МПа;сечение В – τmaxВ = 103 397/ 8418= 41,2 МПа. в) коэффициенты запаса прочности по пределам текучести (Сталь 40Х) Т = 750 МПа; τТ = 450 МПа. сечение A – SТσ = σТ/σ = 750 / 37,2 = 20,16; SТτ = τТ/τ = 450 / 33,7 = 13,35;SТ =SТσ·SТτ / (SТσ2 +SТτ2)1/2 = 20,16·13,35 / (20,162 +13,352)1/2= =24,2>[ST]=1.3…2,0сечение В – SТσ = σТ/σ = 750 / 30,4 = 24,6; SТτ = τТ/τ = 450 / 41,2 = 10,9;SТ =SТσ·SТτ / (SТσ2 +SТτ2)1/2 = 24,6·10,9 / (24,62 +10,92)1/2=10>[ST]=1.3…2,0. Условие статической прочности тихоходного вала выполняется в рбоих сечениях. Ресурс на сопротивление усталостиМатериал обоих валов – сталь 40Х: σВ = 900 МПа; τ-1 = 410 МПа; τ-1 = 240 МПа; ψτ = 0,1. Тихоходный вал: Т = 180,4 Н·м.Сечение А шпоночныйпаз (bxh = 12 x 8 мм) и посадкаколеса с натягом, d = 40 мм; изгибающий момент МА =1968,4 Н·м; WА = 5506 мм3; WКА =11789 мм3. Сечение В- посадка с натягом внутреннего кольца подшипника, dП= 35 мм; ММВ = 122 Н·м; WВ = 4209мм3;WКВ= 8418мм3. Коэффициенты снижения пределов выносливости при переходе от образца материала к сечению реальной детали по формулам (5.12 и 5.13):KD = (K / Kd + 1/ KF – 1) / KV ;KD = (K / Kd + 1/ KF – 1) / KV .В опасном сечении А: Тихоходный вал (шпоночный паз): а) коэффициент влияния диаметра вала d = 40 мм для легированной стали 40Х (табл. 15.3) Kd= 0,83, Kdτ= 0,715; б) коэффициент влияния шероховатости поверхности при тонком обтачивании (при Ra = 0,8) В = 900 МПа, KF = 0,91; KF = 0,95;в) коэффициент концентрации напряжений приВ = 900 МПаи нарезании паза концевой фрезой (табл. 15.7) K = 2,2; K = 2,05;г) коэффициент влияния поверхностного упрочнения – без упрочнения KV= 1.KD = (2,2 / 0,83 + 1/ 0,91 – 1) / 1 = 2,75;KD = (2,05 / 0,715 + 1/ 0,95 – 1) / 1 = 2,92. Посадка колеса с натягом тихоходного вала: а) при d = 40 мм иВ = 900 МПа отношение K/ Kd = 4,3; Kτ/ Kdτ = 2,6;б) KF= 0,91; KFτ= 0,95; KV= 1.KD = (4,3 + 1/ 0,91 – 1) / 1 = 4,4;KD = (2,6 + 1/ 0,95 – 1) / 1 = 2,65.В опасном сечении В: для обоих валов: концентратор напряжений – посадка внутреннего кольца подшипника с натягом: тихоходный вал а) при dП = 35 мм иВ = 900 МПа отношение K/ Kd = 4,15·0,9=3,74; Kτ/ Kdτ = 2,5·0,9 = 2,25;б) KF= 0,91; KFτ= 0,95; KV= 1.KD = (3,74 + 1/ 0,91 – 1) / 1 = 3,84;KD = (2,25 + 1/ 0,95 – 1) / 1 = 2,3.Пределы выносливости вала при симметричном цикле нагружения: сечение А: тихоходный вал: -1D = -1 / КσD = 410 / 4,4 = 93,2 МПа, τ-1D = τ -1 / КτD = 240 / 2,65 = 90,6 МПа,сечение В: тихоходный вал: -1D = -1 / КσD = 410 / 3,84 = 106,8 МПа, τ-1D = τ -1 / Кτ D = 240 / 2,3 = 104,4 МПа,Напряжения в опасных сечениях. Усталостное разрушение связано с образованием и развитием усталостной трещины под действием длительных переменных напряжений. σи = 103М / W; τк = 103 Т/ WК, где М – суммарные изгибающие моменты в сечениях КП = 1; Т – вращающий момент при КП = 1. Тихоходный вал: сечение А: σи = 103 198,4/ 5506 = 36 МПа;τк = 103 180,4/ 11789 =15,3МПа ,сечение В: σи = 103 122 / 4209 = 29 МПа; τк = 103 180,4/ 8418 =21,4 МПа. Коэффициенты запаса прочности по пределу выносливости: Sσ = σ-1D/σи;Sτ =2τ-1D/[τк·(1+ψτD); где ψτD = ψτ / КτD (ψτ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружения). Общий коэффициент запаса прочности по формуле (15.8): S= Sσ· Sτ / (Sσ2 + Sτ2)1/2 ≥[S]= 1,5…2,5.Тихоходный вал: сечение А: Sσ = 93,2/36 = 2,6; ψτD = 0,1/ 2,65 = 0,038; Sτ = 2·90,6 / [15,3·(1+0,038)]= 11,41; S= 2,6· 11,41/ (2,62 + 11,412)1/2= 2,53. сечениеВ: Sσ= 106,8/29= 3,68; ψτD = 0,1/ 2,3 = 0,0435; Sτ = 2·104,4 / [21,4·(1+0,0435)]= 9,35; S= 3,68· 9,35/ (3,682 + 9,352)1/2 = 3,42. Сопротивление усталости в опасных сечениях валов обеспечивается: S ≥[S]= 1,5…2,5.Ресурс подшипников каченияРанее принятые шариковые подшипники 207 не подходят, провели замену на роликовые конические однорядные подшипники качения 7207А ГОСТ 27365-87. Расчетный скорректированный ресурс ПК 7207А в часах: L10h=106·а23·(Сr/RE1)Р/(60·n),где для роликовых подшипников а23 = 0,65, р = 10/3.L10h=106·0,65·(48400/9496)10/3/(60·134,2)=18395ч. Полученный ресурс больше требуемого [L10h]=12141ч.СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ1. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб.пособие для техн. спец. вузов. 7-е изд. / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.– М.: Высшая школа, 2001.– 447 с.2. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб.пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. 3-е изд. / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.– М.: Машиностроение, 2002.– 536 с.3. Правила оформления пояснительных записок и чертежей: метод. ука-зания по дисциплине "Детали машин" для студентов всех спец. и форм обучения. 2-е изд ./ НГТУ; сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов и др.– Н. Нов-город, 2000 и 2003.– 35 и 36 с. 4. Пример выполнения пояснительной записки: метод.указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения. 3-е изд., перераб. и доп. / НГТУ; сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков.– Н. Новгород, 2002.– 44 с.5. Ульянов, А.А. Детали машин и основы конструирования: комплекс учебно-методических материалов для студентов безотрывных форм обучения: в 2 ч. Ч.2. Курсовой проект / А.А. Ульянов.– Н.Новгород, НГТУ, 2007.– 95 с. 6. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб.пособие; под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005, 384 с. 7. Детали машин: атлас конструкций : в 2 ч. Ч. 1 5-е изд.; под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1992. -352 с. 8. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: справочное учебно-метод. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – М.: Высшая школа, 2004. – 308 с.