Готовая курсовая ДМ. Минобрануки россии

• Название: Минобрануки россии
• Дата: 12.05.2018
• Размер: 393.25 Kb.
• Имя файла: Готовая курсовая ДМ.docx
• Тип: Пояснительная записка; #43424
• страница: 3 из 4

Правильность вычислений подтверждается проверка:

.
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:



Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса:

b_з = _ba = 0,5160 = 80 мм

Ширина шестерни:

b₂ = b_з+5 = 80+5 = 85 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd2 = b₂:d₂ = 85:81 = 1,05

3.3. Проверочный расчёт прочности зубьев цилиндрической передачи

3.3.1. Расчётное контактное напряжение для цилиндрических передач /2,с.31/
, (3.11)

где K_H – коэффициент нагрузки;

b – ширина колеса расчётная (наименьшая).
Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

ДМ 82 00 00 00

Окружная скорость колёс

м/с

При такой скорости назначаем восьмую степень точности /2,с.32/.

Коэффициент нагрузки при проверочном расчёте на контактную прочность

(3.12)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

– коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

По рекомендациям /2, с.39,40/ назначаем следующие значения коэффициентов:

– = 1,07 при окружной скорости =0,87 м/с и восьмой степени точности;

– = 1,06 при значении коэффициента =1,05, твёрдости зубьев менее НВ 350 и симметричном расположении относительно опор;

– = 1 при окружной скорости =0,87 м/с , восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.
Расчет по формуле (3.12) дает .

Ширину колеса берем в расчет минимальную и суммарную для обоих колес, т.е. в=80. Момент на колесе Т₃=482,24 Н∙м.

Расчет по формуле (3.11) дает

МПа

Условие прочности выполняется.

3.3.1 Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом 1007,88 Нм дает

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

ДМ 82 00 00 00



3.3.3 Напряжение изгиба зубьев цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2,с.46/

(3.13)

где F_t – окружная сила;

K_F – коэффициент нагрузки;

Y_F – коэффициент формы зуба;

Y_β – коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за

применения для косых зубьев той же расчётной схемы, что и для

прямых;

K_FA – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на

грузки между зубьями;

b – ширина колеса, находящаяся в зацеплении, мм;

– модуль нормальный, мм;

В зацеплении колёс быстроходной передачи действуют следующие силы:

– окружная H;
– радиальная Н;
Коэффициент нагрузки /2, с.42/

(3.14)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

– коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.


Примем /2,с.43/ =1,11с учетом, что твердость колес менее НВ 350, коэффициент ,а каждое из колес расположено симметрично относительно опор.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

ДМ 82 00 00 00

Назначим =1,25, учитывая дополнительно, что окружная скорость =0,87 м/с, а степень точности принята 8.

Тогда по формуле (3.14) =1,11·1,25=1,388

Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией /2,с.47/, возьмём К_FA=0,92.

Коэффициент Y_β определим по формуле /2, с.46/:



Коэффициент формы зуба , для прямозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2,с.46/,которое составляет

для шестерни и колеса соответственно

Расчет по формуле (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно (в МПа):



Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений =237 МПа и =206 МПа.
3.3.4 Напряжение изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13) куда вместо окружной силы F_t следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках



После подстановки получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжение изгиба
МПа
МПа


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ДМ 82 00 00 00
Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.5 допускаемых напряжений =352 МПа и =320 МПа.
3.3.5 Геометрические параметры колес цилиндрической передачи, обоснованные в результате расчетов, сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – Геометрические параметры колес зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, мм	160	160
Нормальный модуль, мм	3	3
Угол наклона зубьев, град	0	0
Число зубьев	27	79
Направление зубьев	-	-
Делительные диаметры, мм	81	238,14
Диаметры вершин зубьев, мм	87	244,14
Диаметры впадин зубьев, мм	73,5	230,64
Ширина венцов колёс, мм	85	80

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

ДМ 82 00 00 00
4. Расчет ременной передачи

4.1 Исходные данные для расчета

– передаваемая мощность P₁=3,83кВт;

– частота вращения ведущего шкива n₁ = n_дв =720 об/мин ;

– передаточное отношение = 3,5;

– момент на ведущем шкиве T₁=50,82 Н·м ;

– относительное скольжение ремня =0,015 возьмем по рекомендации /3,с.131/

4.2 Сечение ремня, диаметры шкивов.

В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по номограмме /2, с.134/ ремень сечения Б.

Диаметр меньшего шкива /2,с.130/:

мм

Принимаем диаметр d₁=140 мм.

Диаметр большего шкива /2,с.120/:

мм

Принимаем стандартную величину мм /2, с. 133/, при которой фактическое передаточное отношение:



Оно практически равно принятому первоначально Расхождение составляет , меньше допускаемых обычно 3%. Окончательно принимаем диаметры шкивов мм и мм.
4.3 Межосевое расстояние, длина ремня

Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с. 130/

(4.1)

где Т0 – высота сечения ремня в мм.

Для ремня типа Б T0=10,5 мм /2, с. 131/.

Расчет по формулам (4.1) дает:

Принимаем предварительно межосевое расстояние передачи а`р= 400 мм.

Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчетная длина ремня /2, с. 121/



Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

ДМ 82 00 00 00
Ближайшая стандартная длина ремня L=1800 мм /2, с. 131/. Соответствующее ей уточненное межосевое расстояние /2, с. 130/

(4.2)
где ;


После подстановки получаем:






При конструировании передачи следует обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01×1800=18мм для свободного надевания ремней на шкивы, а также возможность увеличения его на 0,025×L=0,025×1800 = 45 мм для регулировки предварительного натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 4 и 10 мм. Тогда при окончательном обоснованном межосевом расстоянии 352 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения от плюс 55 до минус 22 мм.
Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

ДМ 82 00 00 00
4.4 Количество ремней в передаче

Количество ремней вычисляется по формуле (2, с. 135)
(4.3)
где P – мощность, передаваемая ременной передачей, кВт;

Сp – коэффициент режима работы;

Po – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, кВт;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Сa – коэффициент, учитывающий влияние угла охвата меньшего шкива;

Cz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.
Передаваемая мощность P= P₁=3,83кВт (см. пункт 2.1.1).

Коэффициент режима работы Cp=1,3 при двухсменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 200% от номинальной нагрузки /2, с. 136/.

Мощность, передаваемая одним ремнем, P0=2,08 кВт для d1=140 мм, n1=720 об/мин и ip=3,5 /2, с. 132/.

Коэффициент СL=0,95 для ремня с сечением Б и длиной L=1800 мм /2, с. 135/.

Коэффициент Cz = 0,90 принят в предположении, что число ремней составит 3-4.

Для выбора коэффициента Сa найдем сначала угол охвата меньшего шкива /2, с. 130/



При таком значении a следует принять Сa=0,82 /2, с. 135/.

Расчет по формуле (4.3) дает

Окончательно принимаем число ремней z=3.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

ДМ 82 00 00 00
4.5 Предварительное натяжение ремня, нагрузка, действующая на валы, ширина шкивов

4.5.1 Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле /2, с.136/
(4.4)
где u – скорость ремня, м/с;

 – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.
Скорость ремня м/c. Значение =0,18 принимаем по рекомендации /2, с. 136/.

Расчет по формуле (4.4) дает

4.5.2 Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы /4, с. 136/,


4.5.3 Ширина обода шкива (2, с. 138) в мм

(4.1)
где е – расстояние между канавками на ободе, мм;

f – расстояния от середины крайних канавок до краев обода, мм.

Расчет по формуле (4.5) при е=19 мм и f =12,5 мм дает



4.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня

Предварительное натяжение ремня F_o при сборке передачи и во время ее эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня b под определенной нагрузкой G, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 5.1 .

Зависимость между F_o , b и G для передачи по схеме рисунка 4.1 выражается формулой /4,с.131/

(5.6)

где Е – модуль упругости ремня, Н/мм²;

А – площадь сечения ремня, мм².

Зададимся стрелой прогиба b = 50 мм (4, 133). Для ремня типа Б величина = 250000 Н /4, с.134/.



Рисунок 5.1 – Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремня

По формуле (5.6) после ее преобразования вычислим

Н.

Окончательно принимаем b =501 мм, G = 465Н.
Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

ДМ 82 00 00 00
5 Предварительный расчет валов

Минимальный диаметр вала в миллиметрах при этом расчете на чистое кручение определяется по формуле /2, с.113/

, (5.1)

где Т-крутящий момент на валу,Н∙м;

[τ_к]- допускаемое напряжение при кручении,МПа.

Крутящие моменты для валов от 1 до 4 определены в пункте 2.3.4.

Валы 3,4 испытывают дополнительные консольные нагрузки от ременной и цепной передач соответственно. Поэтому для этих валов возьмем допускаемое напряжение [τ_к]=20 МПа. Для валов 1,2,которые таких нагрузок не испытывают,возьмем большую величину [τ_к]=25 МПа.

Расчет диаметров валов и их длины на шестерне и колесе /2.с.391/:

Ступень вала и ее размеры d,l	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я	мм l1=1,3∙35≈48 мм	l1=1,5∙50=75 мм
2-я	d2=d1+2t=35+2∙2,5=40 мм l2=2 d2=2∙40=80мм	d2=d1+2t=50+2∙2,8=55мм l2=1,25 d2=1,25∙55=69мм
3-я	d3= d2+3,2r=40+3,2∙2,5≈45 мм l3-графически	d3= d2+3,2r=55+3,2∙3=65мм l3-графически
4-я	d4= d2=40 мм l4=В+с=23+1=24 мм	d4= d2=55мм l4=В+с=18+1=19мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

ДМ 82 00 00 00

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

ДМ 82 00 00 00
6 Расчет шпоночных соединений

Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 со скругленными торцами. Материал шпонок- сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная. Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам валов берем по /2,с.169/

Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2,с.169-171/



где Т- момент,передаваемый соединением,Н∙м

Сечение шпонки bh мм выбираем по диаметру вала,а необходимую по условию прочности длину l вычисляем по преобразованной формуле:



Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берем для них с учетом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия =70 МПа.

Ведущий вал редуктора запроектирован как вал-шестерня. Его шпоночное соединение расположено на диаметре d=35 мм, для которого b×h=10×8 мм, t₁₌5 мм. Момент на валу Т₂=169,07 Н∙м.

Длина шпонки

l₁==56 мм.

Тихоходный вал редуктора имеет минимальный диаметр d=50 мм, передаваемый валом момент Т=482,24 Н∙м. При сечении шпонки b×h=16×10 мм,t₁=6 мм ее длина по формуле

l₂==90 мм

Длина шпонки на при диаметре d=65 мм, b×h=20×12 мм, t₁=7,5 мм

l₃==70 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

ДМ 82 00 00 00
7 Выбор подшипников

7.1 Ведущий вал.

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №208 d×D×B=40×80×18 мм.

7.2 Ведомый вал.

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №211 d×D×B=55×100×21 мм.