Детали машин РГАТУ

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода.

2 Расчёт на прочность зубчатой передачи

2.1 Исходные данные

2.2 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

2.3 Проектный расчет передачи

3 Прочностные расчеты валов редуктора

3.1 Расчетная схема редуктора

3.2 Формулы для расчета длинновых размеров

3.3 Исходные данные к расчету вала

3.4 Проектный расчет вала

3.5 Определение запасов сопротивления усталости

3.6 Проверка статической прочности вала

Список использованной литературы

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве и на транспорте.
Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей новой техники при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений. Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении данной работы активно используются знания из ряда пройденны х предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и др.
Объектом курсового проектирования является привод цепного конвейера, включающий двухступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу, в котором, большей частью, используются детали и узлы общего назначения.
Зубчатые редукторы – это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов и выполняемые в виде отдельных агрегатов. Зубчатые редукторы применяют в самых различных отраслях машиностроения и поэтому они весьма разнообразны по своим кинематическим схемам и конструктивному исполнению.

mF =6 – для зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью независимо от твёрдости и термообработки;
mF =9 – для зубчатых колёс Н > 350HB с нешлифованной переходной поверхностью.
KFL1 =
KFL1=1
(шлиф. перех. пов.)
KFL2 =
KFL2=1
(шлиф. перех. пов.)
[σF]=[σF]0·КFL· КFC,
где [σF] – допускаемое напряжение изгиба, МПа;
[σF]0 – допускаемое напряжение изгиба при КFL=1 и КFC=1
определяется по таблице П.1;
КFC – коэффициент, равный 1 при односторонней нагрузке (нереверсивная передача). КFC =0,75 для реверсивной передачи.
КFC =0,75
[σF]1 = [σF]01 · КFL· КFC,
[σF]1 =500·1·0,75
[σF]1 =375 МПа
[σF]2 = [σF]02 · КFL· КFC,
[σF]2 =371·1·0,75
[σF]2 =278 МПа
Предельные допускаемые напряжения для кратковременной (пиковой)перегрузки (таблица П.1):
[σH]1max = 2360 МПа
[σF]1max = 1200 МПа
[σH]2max = 1920 МПа
[σF]2max = 1260 МПа
2.3 Проектный расчет передачи
где аW – межосевое расстояние,мм;
Епр =приведенный модуль упругости, Епр= 2,1·105 МПа;
Т2 – вращающий момент на колесе, Н·м;
КНβ – коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки;
u – передаточное отношение;
Ψва =коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния: bW/ аW;
«–» – для передачи внутреннего зацепления.
Выбираем
– для схемы 2 (рисунок П.3) из ряда чисел (таблица П.4) несимметричное расположение H1 и H2>350 HB 2-я ступень:
(Ψbа ≈ 1,25∙0,25)
Ψbd = 0,5· Ψва · (u±1);
Ψbd = 0,5·0,315·(2,5+1) = 0,55;
По таблице П.5 находим:
КНβ =1+0,83· Ψbd 1,26;
(Ψbd)пред = 0,7
0,55<0,7
КНβ =1+0,83·(0,55) 1,26;
КНβ =1,39
Подставляя Ψbа и КНβ и другие значения в формулу для расчета aW, находим:
;
аW =123,6
Принимаем аW =120 мм
(Из ряда Ra 20 таблицы П.4)
bW= Ψва · аW ;
где bW – рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм
bW= 0,315·120=35,3 мм
Принимаем bW=35
2.3.1 Выбор модуля
Выполняется по формулам рисунка П.2
;
mn =3 мм
Примечание. Выбрано с учетом варианта термообработки №11
из таблицы П.1 и обеспечение z∑ – целое число, где z∑= z2±z1.
2.3.2 Расчет делительных диаметров
;
;
зубьев
где z1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса;
;
Округляем:
зубьев;
23>zmin =17.
Для внешнего зацепления:
;
зубьев.
uф = ;
Расхождение:
;
;
мм.
;
мм.
Проверка условия d<Dпред :
мм < Dпред=120 мм;
мм < Dпред=200 мм;
Условие выполнено.
2.4 ПРОВЕРКА ВЫПОЛНЕНИЯ УСЛОВИЙ ПРОЧНОСТИ
2.4.1 Условие прочности по контактным напряжениям
где σH – контактное напряжение, МПа;
Т1 – вращающий момент на шестерне, Н·мм;
«–» – для передачи внутреннего зацепления;
dW1 – начальный диаметр шестерни, мм;
Для передач без смещения и с хΣ =0, dW1 = d1 ;
αW – угол зацепления, для передач хΣ =0, αW =200;
КН – коэффициент расчётной нагрузки, причём:
;
КНV – коэффициент динамической нагрузки, определяемый по формулам из таблицы П. 7.
для H1 и H2≥45 HRCэ и β=0 КНV = 1+ 0,035· ,
где υ – окружная скорость колеса, м/с
;
По таблице П.6 определяется степень точности передачи:
Степень точности – девятая.
;
;
Расхождение:
.
2.4.2 Условие прочности по напряжениям изгиба
;
где YF – коэффициент формы зуба. Его значение находим по формуле из таблицы П.8.
– окружная сила на колесе, Н;
КF – коэффициент расчётной нагрузки, причём
Формулы для расчёта КFβ и КFυ находим в таблицах П.9 и П.7.
(девятая степень точности, );
;
;
;
YF = 4
Z2 =57>40
Находим отношение:
Так как 93,75>74,13, то расчёт ведём по «колесу».
МПа.
Условие прочности выполняется.
2.4.3 Проверочный расчет на заданную (пиковую) перегрузку
где К0 = Тпуск/Тном· Рэд/ Рэд.р
Тпуск , Тном – соответственно пусковой и номинальный вращающие моменты электродвигателя привода;
Рэд, Рэд.р. – мощность по каталогу и расчётная мощность электродвигателя, соответственно (Рэд>Рэд.р.);
Рэд=5,50 кВт; Рэд.р= 4,57 ; Тпуск/Тном=2, тогда
;
МПа;
1334<[σH] max = 1920 МПа.
МПа;
517<[σF] max = 1260 МПа .
Условия прочности соблюдаются.
3 ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
3.1 Расчетная схема редуктора
На расчетной схеме (рис.1) проставлены размеры для входного и выходного валов. На рисунке обозначено:
с и с1 – консольный участок выходного и входного валов соответственно;
а и а1 – размеры, определяющий расстояние от средней части ступицы колеса до середины соответствующего подшипника в сторону, противоположную от консоли вала;
b и b1 – размеры участков валов от средней части ступицы колеса до середины подшипника в сторону консоли вала;
bW2 – ширина зубчатого венца колес тихоходной ступени;
bW1 – ширина зубчатого венца колёс быстроходной ступени;
10 мм – фиксированный размер, определяющий отдельные составляющие длины валов, как показано на рисунке 1;
На момент расчета того или иного вала может быть известно значение только одного параметра ширины зубчатого венца (bwl или bw2) в зависимости от того, какая передача рассчитывалась ранее. Приближенно принимаем сле­дующее соотношение между двумя размерами: bw2 = 1,5 bw1;
d и d1 – средний размер диаметра выходного и входного валов соответственно. Относится к участку вала, где располагается подшипник.
Рисунок 3.1.1 – Расчетная схема редуктора
Рисунок 3.1.2 – Расчетная схема вала
3.2 Формулы для расчета длинновых размеров
Расчетная схема редуктора, приведенная на рисунке 3.1.1, позволяет получить и записать следующие выражения для расчета осевых размеров отдельных участков валов:
где