Детали машин и подъемно-транспортные

Задание на курсовой проект
Задание №8,Вариант 5

P_3=5,2 кВт;
n_3=108 об/мин.
 
...

Содержание пояснительной записки

Введение………………………………………………………………… .…3
Реферат…………………………………………………………………….. 4
1.Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя……….. 6
2. Расчёт закрытой конической передачи……………………………..... 8
3.Расчёт открытой цилиндрической передачи………………………… 19
4.Выбор смазочных материалов……………………………………….. 24
5.Конструирование валов………………………………………………. 25
6.Проектный расчёт………………………………………………………28
7.Расчёт призматических шпонок………………………………………. 33
8.Подбор подшипников качения……………………………………….. 33
Заключение………………………………………………………………. 34
Список используемых источников……………………………………... 36
Приложение……………………………………………………………… 37

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.
Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин и ПТУ» , базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин- математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.
Объектом курсового проектирования является механический привод общего назначения- устройство для приведения в действие машин. Состоит из двигателя, силовой передачи и одноступенчатого цилиндрического редуктора. Различают приводы групповой (для нескольких машин или рабочих органов) и индивидуальный (для
отдельной машины или для каждого рабочего органа).
Привод может использоваться для самых различных целей, где необходимы высокие крутящие моменты на исполнительном механизме в сочетании с низкими скоростями перемещения: ленточные транспортёры, подъёмно-транспортные устройства и т. п.

22)mte=1.51-0.5*0.285*cos350=2.13 мм.2.15 Внешние делительные диаметры :шестерни: de1=mte*z1=2.13*17=36.21 мм; (2.23)колеса: de2=mte*z2=2.13*34=72.42 мм. (2.24)2.16 Средний делительный диаметр шестерни :dm1=mnm*z1=1.5*17=25 мм. (2.25)2.17 Окружная сила [1,с 44] :Ft=2*T1dm1. (2.26)Ft=2*37,93*10325=3034 H.2.18 Окружная скорость для среднего сечения :υm=π*dm1*n160*1000. (2.27)υm=3.14*25*144060000=1.8мсНазначаем 9-ю степень точности [1,с 47].2.19 Углы делительных конусов :δ2=arctgu; (2.28)δ2=arctg4=76030'.δ1=900-δ2(2.29)δ1=900-76030'=13030'2.20 Внешнее конусное расстояние :Re=0.5*mte*z12+z22. (2.30)Re=0.5*2.13*172+342=40.4 мм2.21 Ширина зубчатого венца :b=Kbe*Re (2.31)b=0.285*40.4=11.51 мм По ГОСТ 6636-69 принимаем b=16 мм [1,с 25]. Тогда фактический коэффициент:Kbe=bRe=1640.4=0.39 . (2.32)2.22 Проверочный расчёт по контактному напряжению выполняем по [1,с 45]:σн=zн*zм*zε*Ft*Kнα*Kнβ*Kнυ*u2+10.85*b*dm1*u ≤σн. (2.33)Коэффициент zн=1.5 ; zм=275 МПа1/2 [1,с 45] . Коэффициент длин контактных линий zε=1εα, (2.34)zε=11,18=0.92.где коэффициент торцевого перекрытия :εα=1.88-3.2(1zvn1-1zvn2)*cosβnm (2.35)εα=1.88-3.2(118-1170)*cos350=1.18.при эквивалентных числах зубьев :zvn1=z1cosδ1*cos3βnm; (2.36)zvn1=17cos13030'*cos335=18.zvn2=z2cosδ2*cos3βnm. (2.37)zvn2=34cos 76030'*cos335=170.Коэффициент Kнα=1.13 [1,с 47].Коэффициент Kнβ=1.168 [1,с 41]. НВ > 350, u = 4. Kbe=0.314, зубья круговые, опоры роликовые.Коэффициент Kнυ=1.07 [1,с 47], 9-а степень точности, υm=1.8 м/с.Фактическое контактное напряжениеσн=1.5*275*0.92*3034*1.13*1.168*1.07*42+10.85*16*25*4 =428 МПа,2.23 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки T1max=1.8*T1 :σнmax=σнT1maxT1=4281.8*37,93*10337,93*103=574 МПа (2.38)что удовлетворяет условию прочности σнmax≤σнmax=2100 Мпа.2.24 Коэффициенты смещений:для шестерни Xn1=21-1u2cos3βnmz1, (2.39)Xn1=21-142cos335017=0.37для колесаXn2=-0.37.2.25 Проверка прочности :σF2=YF2*Yβ*KFα*KFβ*KFv*Ft0.85*b*mnm≤σF2 (2.40)Коэффициент Yβ :Yβ=1-βnm1400. (2.41)Yβ=1-3501400=0.75.Коэффициент KFα=1 [1,с 53].Коэффициент KFβ=1.284 [1,с 41]. НВ > 350; u = 4. Kbe=0.3, зубья круговые, опоры роликовые.Коэффициент формы зуба YF2=3.63. [1,с 46].Коэффициент KFv=1.09 [1,с 47]; Vm≈2 м/с ; 9-а степень точности.Фактическое напряжение изгибаσF2=3.63*0.75*1*1.284*1.09*30340.85*18*2=377 МПа,Так как увеличили ширину венца и средний нормальный модуль получили , что σF≤σF=516 МПа и это удовлетворяет требованию [1,с 53].2.26 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой T1max=1.8*T1 :σFmax=σF*T1maxT1, (2.42)σFmax=377*1.8=678 МПа.что удовлетворяет условию σFmax≤σFmax=1200 Мпа.2.27 Определяем геометрические параметры колес [1,с 50]:Внешний окружной модуль mte=2.13 мм.Средний нормальный модуль mnm=2 мм.Число зубьев z1=18; z2=36.Внешнее конусное расстояниеRe=0.5*mte*z12+z22. (2.43)Re=0.5*2.13*182+362=42.8 мм.Ширина венца b=Kbe*Re. (2.44)b=0.3*42.8=12.8 мм.Принято b=22 мм.Углы делительных конусов δ1=2606' ; δ2=63004'.Средние диаметры:dm1=mnm*z1; (2.45)dm1=2*18=36 мм .dm2=mnm*z2. (2.46)dm2=2*36=72 мм.Внешние делительные диаметры: d1=mte*z1; (2.47)d1=2.13*18=38.34 ммd2=mte*z2. (2.48)d2=2.13*36=76.68 ммВнешняя высота зуба:he=mte*2*cosβnm +0.2. (2.49)he=2.13*2*cos350+0.2=3.91 ммВнешняя высота головки зуба:hae1=1+Xn1*mte*cosβnm; (2.50)hae1=1+0.18*2.13*cos350=2.05 ммhae2=2*mte*cosβnm-hae1. (2.51)hae2=2*2.13*cos350-2.05=1.4 ммВнешняя высота ножки зуба:hfe1=he-hae1; (2.52)hfe1=3.91-2.05=1.86 ммhfe2=he-hae2. (2.53)hfe2=3.91-1.4=2.51 ммВнешний диаметр вершин зубьев:dae1=d1+2*hae1*cosδ1; (2.54)dae1=38.34+2*2.05*cos2606'=40.19 ммdae2=d2+2*hae2*cosδ2. (2.55)dae2=76.68+2*1.4*cos6304'=77.95 ммВнешний диаметр впадин зубьев:dfe1=d1-2*hae1*cosδ1; (2.56)dfe1=38.34-2*2.05*cos2606'=34.64 ммdfe2=d2-2*hae2*cosδ2. (2.57)dfe2=76.68-2*1.4*cos6304'=75.26 ммУгол ножки зуба:θf1=arctghfe1Re; (2.58)θf1=arctg1.8642.8=209'θf2=arctghfe2Re (2.59)θf2=arctg2.5142.8=30Угол конуса вершин:δa1=δ1+θf1; (2.60)δa1=2606'+209'=28015'δa2=δ2+θf2. (2.61)δa2=6304'+30=6604'Угол конуса впадин:δa1=δ1-θf1; (2.62)δf1=2606'-209'=23057'δa2=δ2-θf2 (2.63)δa2=6304'-30=6004'2.28 Определим силы, действующие в зацеплении, считая ,что направление зуба и вращение вала совпадает [1,c 44]:Окружная: Ft=2T1dm1=2*37,93*10336=2107 H. (2.64)Радиальные: Fr1=Ft*0.444cosδ1-0.7sinδ1; (2.65)Fr1=2107*0.444cos2606'-0.7sin2606'=222HFr2=Fa1=1437 H.Осевые:Fa1=Ft*0.444sinδ1+0.7cosδ1; (2.66)Fa1=2107*0.444sin2606'+0.7cos2606'=1437 HFa2=Fr1=222H.3.Расчёт открытой цилиндрической передачи3.1 Допускаемые напряжения изгиба:σF1=σFlimb1SF*КFC*КFL, (3.1)3.2 Определение допускаемых контактных напряжений по [1,c 16]Базовый предел выносливости :Материала шестерни σHlimb1=1.8*207+2362=398 МПа ; (3.2)Материала колеса σHlimb2=1.8*176+2172=353 МПа3.3 Эквивалентное число циклов нагружений :Зубьев шестерни NFE1=60*n1T13*T13*0.1t+0.8T13*0.5t+0.6T13+0,4t (3.3) NFE1=60*144057,933*57,933*0.1*2*104+0.8*57,933*0.5*2*104+0.6*57,933+0.4*2*104=15*106;Зубьев колеса NFE2=60*n3T29*T23*0.1t+0.8T23*0.5t+0.6T23+0,4t (3.4) NFE2=60*109.1138.219*138,213*0.1*2*104+0.8*138,213*0.5*2*104+0.6*138,213+0.4*2*104=19*106 Коэффициент долговечности [1,c 20] :Материала шестерниКFL1=6NF0NFE1 (3.5)КFL1=64*10615*106<1Принимаем КFL1=1;Материала колесаКFL2=6NF0NFE2 (3.6)КFL2=64*10619*106 <1Принимаем КFL2=1.3.4 Допускаемые напряжения:σF1=σFlimb1SF*КFC*КFL=3981.75*1*1=228 МПагде SF=1.75- коэффициент безопасности по [1,c 17];КFC=1- коэффициент реверсивности по [1,c 16].σF2=σFlimb2SF*КFC*КFL=3531.75*1*1=206 МПа3.5 Ориентируясь на рекомендации [1,с 27], принимаем z1=18. Тогда z2=z1*u. (3.7)z2=18*3.3=59.Коэффициенты формы зубьев:шестерни YF1=4.18 при z1=18; X1=0.колеса YF2=3.71 при z2=59; X2=0.3.6 Сравниваем отношения:σF1YF1=2284.18=54.5>σF2YF2=2063.71=55.5,поэтому ведём расчёты по σF2 и YF2 [1,с 51].3.7 Минимальная величина среднего модуля:m=Km*3T2*KFβ*YF2z12*ψbd*σF2; (3.8)где Km-вспомогательный коэффициент. Km=14; [1,с 51]KFβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по всё ширине венца. KFβ=1.15 [1,с 41];ψbd-ширина венца. ψbd=0.3. [1,с 49].m=14*3138.21*1.15*4.18182*0.3*228=8 мм.3.8 Делительный диаметр шестерни:d1=m*z1; (3.9)d1=8*18=144 мм.Делительный диаметр колеса:d2=m*z2. (3.10)d2=8*59=472 ммМежосевое расстояние:aw=0.5*d1+d2; (3.10)aw=0.5*144+472=308 мм.Согласно СТ СЭВ 310-76 [1,с 26] принимаем aw=400 мм.3.9 Ширина венца колеса:b=Kbe*d1=0.3*144=43.2 мм; (3.11)Согласно ГОСТ 6636-69 [1,с 26] принимаем b=45 мм.3.10 Окружная и радиальная силы:Ft=2*T2d1 (3.12)Ft=2*138.210.144=3980 H . Fr1=Ft*tan∝; (3.13)Fr1=3980*tan20=8756 Н.3.11 Окружная скорость:Vm=π*d1*n260*1000. (3.14)Vm=3.14*144*36060*1000=2.7мс.Согласно [1,с 47] назначаем 9-ю степень точности.3.12 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:σF1=T2*KFβ*YF1*Yβ*KFV*Ft*b*m; (3.15)где Yβ-коэффициент, учитывающий форму зуба. Yβ=1 [1,с 52];KFV-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:KFV=1+ωFV*bFt*KFβ; (3.16)где :ϖFv=δF*q0*Vm*awu,ϖFv=0.016*82*2.7*4003.3=38,9.где δF=0.016; q0=82 [1,с 53].Так как ϖFv=38,9<ϖtmax=700Нмм [1,с 33], то поправок вносить не нужно:KFV=1+38,9*453980*1.3=1.34.σF1=138,21*1.3*4,18*1*1.34*123545*8=34,5 МПа,что σF≤σF1=228 МПа.3.15 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой T2max=1.3*T2 :σFmax=σF*T2maxT2=34,5*1.3=44,8МПа,что удовлетворяет условию σFmax≤σFmax=598 МПа.3.13 Диаметры вершин зубьев:da1=d1+2*m; (3.17)da1=144+2*8=160 мм.da2=d2+2*m. (3.18)da2=472+2*8=488 мм.3.14 Диаметры впадин зубьев:df1=d1-2.5*m; (3.19)df1=144-2.5*8=124 мм.df2=d2-2.5*m. (3.20)df2=472-2.5*8=452 мм.Согласно ГОСТ 6636-69 [1,с 25] ширина венца : b1=45 мм; b2=50 мм.4. Выбор смазочных материаловСогласно рекомендациям [1,c 68] изолируем подшипники от масляной ванны мазеудерживающими кольцами и смазываем отдельно от передачи. Для смазывания передачи применяем картерную смазку. Смазочный материал –солидол ГОСТ 4366-76 [1,c 68].4.1 Минимальная ёмкость масляной ванны:V=Pдв'*0.6=7.5*0.6=4 литра.4.2 Необходимая вязкость масла для смазывания:υ50=15…20*(1+К0*HVV. (4.1)где К0- силовой фактор передачи: К0=200Т2(u+1)bw2*d12*u; (4.2)К0=200*138,21*(4+1)22*363*4=0.03.HV-591.75[1,c 15].υ50=15…20*1+0.03*591.751,8=216…340мм2с.Согласно [1,c 70] принимаем масло ИТП-200.5. Конструирование валов5.1 Диаметр входного вала:d1≥3T10.2*τ; (5.1)где τ- допускаемое напряжение на кручение . Согласно [2,c 10] τ=20 МПа. d1≥3379300.2*20=32 мм.Ориентируясь на рекомендации [2,c 10], выбираем d=32 мм.5.2 При проектировании входного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, для подбора стандартной муфты необходимо чтобы принятое значение диаметра удовлетворяло условию: d=0.8…1.2dдв. (5.2)d=0.8*12=14.4 ммгде dдв- диаметр электродвигателя. Согласно [3,c 477] dдв=12 мм.Согласно [2,c 77] выбираем упругую-втулочную-пальцевую муфту d=16 мм.5.3 Диаметр вала под уплотнение:dупл=d+2…5.