Курсовой проект По дисциплинеДетали машин и основы конструирования (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану) Тема работы

Название	Курсовой проект По дисциплинеДетали машин и основы конструирования (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану) Тема работы
Дата	23.10.2022
Размер	0.72 Mb.
Формат файла
Имя файла	detali_mashin_kursach_1.docx
Тип	Курсовой проект #749672

ПЕРВОЕ ВЫСШЕЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ УЧЕБНОЕ ЗАВЕДЕНИЕ РОССИИ

МИНИСТЕРСТВО науки и высшего ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего образования

«САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра машиностроения

Курсовой проект
По дисциплинеДетали машин и основы конструирования

^{(наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)}

Тема работы: Выбор материалов, термообработки и нахождение допускаемых напряжений

Автор: студент гр. НТС-19 _________ Волков Е.И.

^{(шифр группы) (подпись) (Ф.И.О.)}

Дата: ________________

Проверил: доцент __________ Ершов Д.Ю.

^{(должность) (подпись) (Ф.И.О.)}

Санкт-Петербург

2021 г.

Задание на курсовой проект

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать цилиндрический одноступенчатый редуктор. Проектирование редуктора осуществляется на основании технического задания. Необходимо выполнить и оформить пояснительную записку с полным расчетом редуктора.

Нужно разработать сборочный чертеж редуктора со спецификацией, эскизную компоновку редуктора, а также оформить расчетно-пояснительную записку.

Данные для проектировки:

Аннотация

Оглавление:

Введение:

Редуктор – устройство понижающее частоту вращения двигателя до требуемой частоты исполнительного органа.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы, передающие движение. Это зубчатые колеса, валы и другие. Иногда в корпусе редуктора могут находиться дополнительные устройства, обеспечивающие смазку цепей или охлаждение нужных деталей и узлов. Редуктор состоит из червячных или зубчатых передач, благодаря которым происходит вращение вала рабочего механизма.

…

Кинематический и энергетический расчѐт привода с одноступенчатым редуктором.

Цель расчёта: выбор электродвигателя, определение передаточного отношения передачи, нахождение частоты вращения и угловых скоростей, вращающих моментов и мощностей на валах. Полученные результаты являются исходными данными для последующих расчётов элементов привода.

Электродвигатель выбирают по требуемой мощности и частоте вращения.

Мощность электродвигателя должна быть больше мощности на выходном валу, так как часть её расходуется в приводе на преодоление трения в муфтах, передачах и подшипниках, на перемешивание масла в редукторе. Какая часть мощности, поданной на входной вал привода, доходит до выходного вала, показывает коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода. Общий к.п.д. привода ŋ равен произведению к.п.д. передачи η_ц (для цилиндрической зубчатой передачи η_ц = 0,97…0,98.Можем взять среднее значение 0,975), к.п.д. подшипников η_п = 0,99 и к.п.д. муфты η_м = 0,98:

ƞ = η_ц* η_п^j * η_м

ƞ = 0.975 * 0.99² * 0,98 = 0,927

где j - количество пар подшипников в приводе (для одноступенчатого редуктора j = 2).

Находим требуемую мощность электродвигателя:

P_треб =

= 3,99

Для нахождения требуемой частоты вращения электродвигателя n_вх учел, что цилиндрическая зубчатая передача имеет разумные габариты при значениях передаточного числа от 1,5 до 10, при этом требуемая частота вращения электродвигателя находится в пределах:

n_вх^min = n_вых * 1.5 = 280 * 1.5 = 420 (об/мин)

n_вх^max = n_вых * 10 = 280 * 10 = 2800 (об/мин)

В приводах общего назначения обычно используются электродвигатели переменного тока с синхронной частотой вращения, равной 750, 1000, 1500 или 3000 об/мин. Для привода принимается двигатель с частотой вращения, принадлежащей найденному интервалу n_вх^min– n_вых^max или ближайший к нему.
Рассчитанному интервалу принадлежат частоты вращения нескольких двигателей. Необходимо учитывать, что с повышением частоты вращения масса двигателя и его габариты уменьшаются, снижается стоимость, однако уменьшается его рабочий ресурс. Наиболее предпочтительны двигатели со средними частотами вращения 1000 или 1500 об/мин. Исходя из этого, я выбрал двигатель с частотой вращения 1500 об/мин.
Выбирается двигатель ближайшей большей мощности P_дв (4 кВт) и частоте вращения n_дв (1500 об/мин) к полученной по расчёту: 4А100L4У3 или 4АМ100L4

Таблица 1

Марка двигателя		Мощн кВт	Скольж %	КПД %	Коэф. мощн	Ммакс/ Mн	Мп/ Мн	Ммин/ Мн	Iп/ Iн
4А100L4У3	4АМ100L4	4	5,3	84	0,84	2,2	2	1,6	6

*Необходимо быть условие, что P_треб < P_дв => ближайшее значение мощности двигателя (4 кВт) нам подходит.
Определяется фактическое передаточное отношение передачи:

u =

= 5.36

Найдём значения угловых скоростей валов ω₁ и ω₂ (с-1 ):

ω₁ = ω_дв =

= 157 (c^-1)

ω₂ =

= 29,31 (c^-1)

Мощности Р на валах:

P₁ = P_треб * ŋ_м * ŋ_п = 3,81 (кВт)

Р₂ = Р₁ * ŋ_ц * ŋ_п = 3,68 (кВт)

Вращающие моменты T на валах (Н⋅м):

T₁ =

= 24,29 (Н*м)

T₂ =

= 125,61 (Н*м)

Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатой цилиндрической передачи.

Материал зубчатых колёс должен обеспечить контактную и изгибную прочность зубьев. Этим свойствам в наибольшей степени отвечают термообрабатываемые стали.

Зубчатые колёса в зависимости от твёрдости поверхности зубьев разделяют на две группы. Первая - твёрдостью НВ ≤ 350 - зубчатые колёса нормализованные и улучшенные, вторая - закалённые, цементированные, нитроцементированные, азотированные с твёрдостью НВ > 350.

По заданию нам дана твердость НВ > 380 зубчатые колёса закалённые, цементированные, нитроцементированные, азотированные.

Выбираем сталь 20ХНМ для колеса и шестерни по таблице 3.1 из методички:

Таблица 2

Марка стали	НВ (сердцевины)	HRC (поверхности)	σВ (Мпа)	σГ (Мпа)	Термическая обработка
20ХНМ	300-400	56-63	1000	800	Улучшение + Цементация + Закалка

Выбираем способ термической обработки – цементация, так из всех предложенных способов только азотирование удовлетворяет нашим требованиям HRC: 56-63, т.е. мы выбираем способ обработки исходя из твердости поверхности зубьев, а не сердцевины.

Для не прирабатывающихся зубчатых передач с твёрдостью активных поверхностей обоих колёс HRC ≥ 45 обеспечивать разность твёрдостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Этим колёсам задают одинаковые режимы термообработки и получают одинаковую твёрдость зубьев.

Таблица 3

Способ термической термической или химико-термической обработки зубьев	Твердость поверхностей зубьев	Группа стали	σН0 (Мпа)	S_H	K_HL max
Цементация	55-65 HRC	Легированная	23 HRC	1,2	≤1.8

Далее рассчитываем эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений N_HE :

N_HE1= n₁*60*t_ч = 2 250 000 000

N_HE₂ = n₂*60*t_ч = 420 000 000

NH0 – база испытаний (предварительно задаваемое наибольшее число циклов перемен контактных напряжений), выбираем исходя из графика (HB=380):

Рисунок 1

NH0 = 45 000 000

Коэффициент долговечности (K_HL), вычисляется по формуле:

K_HL =

= 0,52

K_HL =

= 0,69

Рисунок 2

Определяем предел контактной выносливости

в двух крайних значениях HRC способа обработки – цементация:

_h₀₁ = 23* HRC = 23 * 55 = 1265 (МПа)

_h₀₂ = 23* HRC = 23 * 65 = 1495 (МПа)

Подставляем данное значение в формулу для допускаемого контактного напряжения:

σ_HP₁ = 0,9*

*K_HL = 0,9 *

* 1.03 = 978 (МПа)

σ_HP₂ = 0,9*

*K_HL = 0,9 *

* 1.03 = 1156 (МПа)

*σН0 – предел контактной выносливости, определяется по формулам в зависимости от твёрдости поверхности зубьев;

sH – коэффициент безопасности

К_HL – коэффициент долговечности
Значение контактного допускаемого напряжения вычисляется отдельно для шестерни σ_HP₁ и для колеса σ_HP₂. Общее расчётное напряжение σ_HP принимается для прямозубых передач равным наименьшему из двух σ_HP₁ и σ_HP₂. Из результатов видно, что σ_HP₁является меньше и равен 978 (МПа).
Далее находим значения предела выносливости σ_F₀ и величины коэффициента безопасности s_F по таблице:

Таблица 4

Далее считаем К_FL – коэффициент долговечности, при НВ ≥ 350 рассчитывается по формуле:
К_FL =

N_F₀ – база испытаний (предварительно задаваемое наибольшее число циклов перемен напряжений изгиба), для всех сталей NF0 = 4 ⋅ 10⁶

N_FE - эквивалентное число циклов перемен напряжений изгиба, вычисляется также, как и N_HEи равен =

. При значении N_HE ≥ N_F₀, принимается N_HE = N_F₀
К_FL =

= 1

Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на сопротивление усталости зубьев при изгибе рассчитывается отдельно для зубьев шестерни σ_FP₁ и колеса σ_FP₂ по формуле:

σ_FP=

* K_FL* K_FC
σ_FP=

* 1* 0,8 = 400 (МПа)
К_FC – коэффициент реверсивности, при реверсивном режиме КFС = 0,8 при НВ>350;

Проектный расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи.

Задаём стандартное значение коэффициента отношения ширины колеса к межосевому расстоянию ψba в зависимости от твёрдости рабочей поверхности зубьев и расположения колес относительно опор:

Таблица 5

Вычисляем коэффициент отношения ширины колеса к диаметру ψ_bd:
Ψ_bd = 0.5 ⋅ ψ_ba (u + 1)
Ψ_bd = 0,79
*где u – передаточное отношение передачи (мы его считали выше)

Далее смотрим по таблице и находим значение К_HB (Берем среднее значение К_HB = 1,15)

Таблица 6

Из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев вычисляется межосевое расстояние передачи a_W:
a_w = K_a * (u +1 ) *

где Ка – коэффициент; для прямозубой передачи К_a = 490
a_w = К_a * (u +1 ) *

= 490 * (5.35 + 1) *

= 59 (мм)

Выбираем из таблицы значение a_w приближенное к нашему полученному значению из таблицы (в приоритете 1 ряд):

Таблица 7

Выбираем значение a_w 63 (мм).

Назначаем число зубьев шестерни z1. Для зубчатых колёс, нарезанных без смещения = 20

По графику находим значение коэффициента формы зуба Y_F₁ (при коэффициенте смещения Х=0).

Рисунок 3

По графику находим значение Y_F₁ = 4,15

Далее вычисляем ширину венца зубчатого колеса b_w по формуле:
b_w = a_w * Ψ_bd
b_w = 50
Определяем нормальный модуль зацепления m_n (для прямозубой передачи m_n ≡ m) из условия сопротивления усталости зуба при изгибе:

m_n =

= 0,76
где К_ma – коэффициент для прямозубых колёс К_ma= 1400
Из расчёта на сопротивление усталости зуба при изгибе модуль получился намного меньше 1,5 мм => его значение определяют по формуле:
m_n =

= 1,17

= 1
Выбираем приближенное значение m_n из таблицы:

Таблица 8

m_n = 1.25
Число зубьев колеса z2:

z₂ = z₁ * u
z₂ = 107; Y_F₁ = 3,75 (См. по Рис. 3)
Находятся делительные диаметры колёс:
d₁ =

= 25(мм)

d₂ =

= 133.93 (мм)
Для прямозубой передачи уточняется значение межосевого расстояния:
a_w =

= 79,46

Находятся диаметры вершин зубьев:
d_a₁ = d₁ + 2 * m_n = 27,5 (мм)
d_a₂ = d₂ + 2 * m_n = 136.43 (мм)
Диаметры впадин зубьев:
d_f₁ = d₁ – 2.5 * m_n = 21,875 (мм)
d_f₂ = d₂ – 2.5 * m_n = 130,8 (мм)
Определяется ширина венца зубчатого колеса b_w₂ и шестерни b_w₁:
b_w₂ = a_w_*_ψba = 19,87 (мм)
b_w₁ = b_w₂ + 4 = 16,89 + 4 = 23,86 (мм)
Полученные при расчёте значения bw2 и bw1 округляются до ближайшего числа из ряда чисел Ra20 нормальных линейных размеров.

При этом ширина венца зубчатого колеса bw2 должна быть такой, чтобы величина коэффициента осевого перекрытия εβ была не менее:
ε =

= 4.07

Проверочный расчет прямозубой цилиндрической передачи .

Находим окружную скорость зубьев шестерни v:

v =

= 1962,5 (мм*с) = 1.96

(м*с)

По таблице назначается степень точности передачи:

Таблица 9

Рассчитывается коэффициент Z_H, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления. При коэффициенте смещения Х = 0 он вычисляется по формуле:

Z_H =

= 1.64

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряжённых колёс ZM при стальных колёсах равен ZM = 274

Рассчитывается коэффициент торцевого перекрытия ε_a:

ε_a = (1.88 – 3.2 * (

)) * cosB

ε_a = (1.88 – 3.2 * (

)) * cosB = 1.68

Для прямозубых передач ε_a ≥ 1,2

Определяется значение коэффициента Zε , учитывающего суммарную длину контактных линий. Для прямозубых колёс:
Zε =

= 0,88
Находится окружная (тангенциальная) сила F_t:
F_t =

= 2.2862 * 1000 = 1943,26 (Н)
По таблице назначаем коэффициент δ_H, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

Таблица 10

δ_H = 0.014; δ_F = 0,016

Далее по таблице выбираем коэффициент g₀, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса:

Таблица 11

g₀= 73
Выбираем коэффициент КНα, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач КНα=1.
Определяем удельную окружную динамическую силу W_HV:
W_HV = δ_H* g₀ * v *

W_HV= 7.72
Коэффициент динамичности К_HV:
К_HV = 1 +

= 1.07
Удельная расчётная окружная сила w_Ht:
w_Ht =

* К_HB * К_HV * K_Ha
w_Ht =

* 1,15 * 1,07 * 1 = 120,21

– для прямозубых передач

Выполняем проверочный расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев передачи:

= 274 * 1,64 * 0,88 *

= 942,02 (МПа)

= 3,7 (%)

Не должно превышать 5% в сторону перегрузки (σН>σНР) и 15% в сторону недогрузки (σН<σНР). В этом случае размеры передачи считаются удовлетворительными.
Проверочный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе.
По Рисунку 4 определяется коэффициент концентрации нагрузки КFβ. По Таблице 11 назначается коэффициент δF, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.