Курсовой проект. Детали машин и основы конструирования.. Курсовой проект расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

• Название: Курсовой проект расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке
• Дата: 07.04.2022
• Размер: 176.65 Kb.
• Имя файла: Курсовой проект. Детали машин и основы конструирования..docx
• Тип: Курсовой проект; #452105
• страница: 2 из 5

Т_дв= 3*10³ / 100= 0, 03 кН/м = 30 Н/м

Т_б= Т_дв u_оп _пк _оп (16)

Т_б= 30*3*0, 97*0, 995² = 86, 43 Н/м

Т_т= Т_б u_зп _зп _пк (17)

Т_т= 86, 43*4, 5*0, 97*0, 995² = 373,5 Н/м

Т_рм= Т_т _м _пс (18)

Т_рм=373 , 5*0, 98*0, 99 = 362, 37 Н/м
2.2 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допустимых напряжений.
Цель:

1. 
   выбрать твёрдость, термообработку
   
2. 
   определить контактные допускаемые напряжения
   
3. 
   определить допускаемые напряжения на изгиб
   

1. 
   Выберем материал, одинаковый для шестерни и колёс, но с разными твёрдостями – 40ХН
   
2. 
   Выберем термообработку – улучшение
   
3. 
   Выберем твёрдость зубьев: для колеса – НВ₂ = 270; для шестерни – НВ₁ = 500
   
4. 
   Определим механические характеристики сталей: _-1 = 420 Н/мм²; _в = 920 Н/мм²
   
5. 
   Выберем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред – диаметр) и колеса (S_пред – толщина обода или диска): D_пред= 200 мм, S_пред=125 мм
   

Определим коэффициент долговечности для колёс KHL₁ и KHL₂
KHL₁ = ₁ (19)

KHL₂ = ₂ ,
где N_HO – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости, N_HO = 25 млн. циклов

N – число циклов перемены напряжения за весь срок службы,

N₁ = 573 ω_б *L_h = 573*33*90*10³ = 567*10⁶

N₂ = 573 ω_б *L_h = 127? 2*1

KHL₁ = KHL₂ = 1, т.к. по решению N N_HO, то KHL принимаем равной 1.

Определим допускаемые контактные напряжения но₁ и но₂ , Н/мм²
но = 1, 8 НВ_ср + 67 = 1, 8*285+67 = 580 Н/мм² (20)
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса
_Fo = 1, 03* НВ_ср = 1, 03*285 = 293, 9 Н/мм² (21)

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев колёс, н
н₁ = KHL₁но = 580 Н/мм² (22)

н = 0, 45*580 = 261 Н/мм²
Определим допускаемое напряжение на изгиб, _F
KFL₁ = ₁ KFL₂ = ₂ , (23)
где N_fo = 4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

N₁ = 567*10⁶; N₂ = 127? 2*10⁶. Если N N_fo, то KFL = 1

_F1 = KFL₁ * _Fo1 = 293,9 Н/мм² (24)
Таблица 4

Элемент передачи	Марка стали	Dпред мм	Tepooб работка	НВ1ср	в	-1	н	F
		Sпред мм		НВ2ср	H/мм²
Шестерня	40ХН	200.0 125	Улучшение	285	920	420	261	294
Колесо	40ХН	200.0 125

2.3 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проектный расчёт
2.3.1Определим главный параметр – межосевое расстояние аw, мм




а_w=Ка(u+1)3(T₂*10³)/(ψ_a² u²[σ]_н²)*К_Нβ, мм (25)
где Ка - вспомогательный коэффициент, Ка=43,

ψa – коэффициент венца колеса, ψa= 0,28…0,36,

u – передаточное число редуктора (см.табл.3),

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу передачи, Н*м, (см.табл.3)

[σ]_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом,

Н*мм²,

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КНβ=1.
а_w=43(4, 5+1) *³√ (373*10³)/(0.36*4, 5²*261²)*1=214, 9
Принимаем а_w=230 мм
Определим модуль зацепления m, мм
m≥(2*К_mT₂*10³)/(d₂b₂_F), (26)
где К_m - вспомогательный коэффициент, Кm=5.8,

d₂ – делительный диаметр колеса, мм

d₂=(2 а_w u)/( u+1), (27)

d₂=2*230*4, 5/4, 5+1=376, 45 мм

b₂ – ширина венца колеса, мм
b₂=ψ*а_w, (28)
b₂=0, 28*230=65мм
_F - допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом, Н/мм² (см.табл.4)

m≥2*5.8*373*10³/376, 45*65*294=0, 56мм
Принимаем m=2 мм

Определить угол наклона зубьев βmin для косозубых передач
βmin=arcsin 3,5m/ b₂, (29)

βmin=arcsin 3,5*2/65=5, 24⁰
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса
z_Σ= (2 а_wcosβ_min)/m, (30)

z_Σ=2*230*cos5, 24⁰/2=228
Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач
β=arccos(z_Σ m/2 а_w), (31)

β=arcos(228*2/460)=8, 4 ⁰
Определим число зубьев шестерни
z₁= z_Σ/(1+ u), (32)

z₁=228/5, 5=41
Определим число зубьев колеса
z₂= z_Σ- z₁, (33)

z₂=228-41=187
Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Δu от заданного u
u_ф = z₂/ z₁, (34)

u_ф=187/41=4, 56

Δu=(| u_ф-u|/u)*100%≤4%, (35)

Δu=(|4, 5-4, 56|/4, 5)*100%=0, 2%
Определим фактическое межосевое расстояние
а_w=(z₁+ z₂) m/2cosβ (36)

а_w=228*2/2cos8, 4⁰=231 мм
Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм

Делительный диаметр шестерни, мм
D₁= m z₁/ cosβ (37)

D₁= 2*41/cos8, 4⁰=81, 12мм
Делительный диаметр колеса, мм
D₂= m z₂/ cosβ (38)

D₂= 369, 98 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни, мм
D_a1= d₁+2 m (39)

D_a1= 85, 12 мм
Диаметр вершин зубьев колеса, мм
D_a2= d₂+2 m (40)

D_a2= 373, 98 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни, мм
D_f1= d₁-2,4m (41)

D_f1= 76, 32 мм
Диаметр впадин зубьев колеса, мм
D_f2= d₂-2,4m (42)

D_f2= 365, 78 мм
Определим ширину венца шестерни, мм
b₁= b₂+3 (43)

b₁=69 мм
Определим ширину венца колеса, мм
b₂= ψ_a*а_w (44)

b₂=65 мм
Таблица 5

Параметр		Колесо		Шестерня
Диаметр, мм	Делительный, D	369, 98		81, 12
	вершин зубьев, Da	373, 98		85, 12
	Впадин зубьев, Df	365, 78		76, 32
Ширина венца, b, мм		64, 4		68, 4
Межосевое расстояние, аw, мм		231
Модуль зацепления, m, мм		2
Число зубьев, z		187	41
Вид зубьев		косозубая
Угол наклона зубьев, β, 0		8

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:
a_w=(d₁+d₂)/2 (45)

a_w=225, 55 мм
Проверим пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс:
D_заг ≤ D_пред ; С_заг (S_заг) ≤ S_пред (46)
Диаметр заготовки шестерни, мм
D_заг = d_а1+6 (47)

Dзаг =91, 12 мм ≤ 200
Толщина диска заготовки колеса, мм
S_заг = b₂+4, (48)

S_заг =69 мм ≤ 125
Проверим контактные напряжения σ_н, Н/мм²:
σ_н = К √[F₁(u_ф+1)/d₂b₂]K_HαK_HβK_Hυ ≤ [σ]_H, (49)

где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376,

F₁ - окружная сила в зацеплении, Н;
F₁=2T₂*10³/d₂ = 2016 Н (50)
K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями и зависящий от окружной скорости колёс и степени точности. Для косозубых – K_Hα=1.12
υ=ω₂d₂/2*10³, м/с (51) υ= 7,4*369, 98 / 2*10³ = 1, 36 м/с
KHυ – коэффициент, динамической нагрузки, KHυ=1, 01

K_Hβ = 1
σ_н = 376 √[2016*(4, 55+1)/369, 98*65]*1.12*1*1.01=268, 12 Н/мм² .

н = 261 Н/мм²

Δ σ_н = 268-261 / 261 = 0, 026 = 2, 6%
Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса
σ_F2=Y_F2 Y_β (F_t / b₂ m) K_Fα K_Fβ K_Fυ ≤ [σ]F₂, Н/мм², (52)

σ_F1= σF₂ Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]F₁, Н/мм², (53)
где m – модуль зацепления, мм;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t – окружная сила в зацеплении, Н;

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fα=1;

K_Fυ – коэффициент динамической нагрузки K_Fυ=1.04

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяется для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса
Y_F1 = 3, 7 Y_F2 = 3, 63 K_Fβ = 1

z_υ2= z₂/cos³β (54)

z_υ2=187

z_υ1= z₁/cos³β, (55)

z_υ1= 41
где β – угол наклона зубьев;

[σ]_F1 и [σ]_F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба
Y_β=1- β/140º (56)

Y_β=0.94
σ_F2=3, 63*0.94*2016/65*2*1*1*1.04=55 ,

σ_F1=55*3,7/3,63=56, 5.
Составляем табличный ответ проверочного расчёта
Таблица 6

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σ, Н/мм²		261	268	Передача испытывает перегрузку 82, 6%. Допустимая перегрузка 5%
Напряжение изгиба Н/мм²	[σ]F1	56, 5	294	Передача испытывает допустимую недогрузку
	[σ]F2	55

2.4 Расчет открытой передачи
Цель:

1. 
   Выполнить проектный расчёт открытой передачи
   
2. 
   Выполнить проверочный расчёт открытой передачи
   

Расчёт клиноремённой передачи.

Проектный расчёт.
2.4.1 Выбрать сечение ремня. Сечение ремня выбрать в зависимости от номинальной мощности двигателя Р_ном = 3 кВт и его частоты вращения n_ном = 955 об/мин. Выбираем ремень нормального сечения «А».

2.4.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв=30 Н/м и выбранного сечения ремня «А»

d_1min=112мм

2.4.3 Задаться расчётным диаметром ведущего шкива

d₁=112 мм;

2.4.4 Определяем диаметр ведомого шкива ,d₂ мм;
d₂= d₁*u(1-έ),(57)
где, u-передаточное число ремённой передачи, u=3;

έ-коэффициент скольжения, έ=0, 01 ;
d₂= 336*0, 99=333,
по стандартному ряду выбираем d₂=315мм;
2.4.5 Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u∆,%, от заданного u, мм;
u_ф= d₂/ d₁(1- έ) (58)

u_ф= 333/112=3

∆u = u_ф-u/u*100 3%(59)

∆u =(3-3)/3 *100 = 0 (отклонений нет)
2.4.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм;
а≥0,55*(d₁+d₂)+h,
где, h-высота сечения клинового ремня, h=8 ;
а≥0,55*(112+315)+8=242, 85
2.4.7 Определяем расчётную длину ремня L, мм;
L =2а+π/2*(d₁+d₂)+( d₂-d₁)²/ 4а (60)

L =2*243+3,14/2*(427)+203/4*243=1198 мм;