Пояснительная записка по деталям машин. Пояснительная записка к курсовому проекту По предмету Детали машин

• Название: Пояснительная записка к курсовому проекту По предмету Детали машин
• Дата: 21.09.2022
• Размер: 1.35 Mb.
• Имя файла: Пояснительная записка по деталям машин.doc
• Тип: Пояснительная записка; #689797
• страница: 1 из 5

Министерство Образования РФ

Ижевский Государственный технический университет

Сарапульский политехнический институт

Кафедра “ТММСиИ”.

ПРИВОД К ЛЕБЕДКЕ ДЛЯ ПОДНЯТИЯ ГРУЗА

Пояснительная записка

К курсовому проекту

По предмету: «Детали машин»
Выполнил: студент гр. 611

Насыров Р.Р.

Проверил: Хмурович Ф.Л.


2005

Содержание
Техническое задание

Введение.

1 Кинематический расчет привода.

1.1 Подбор электродвигателя. .………………………………………..

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на

валах. .........……………………………………………………………………

2 Расчет тихоходной ступени (прямозубой передачи).

2.1 Выбор материала. ..…………………………………………………

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба. ………………………………………………………….

2.3 Проектный расчет. ………………………………………………...

2.4 Проверочный расчет………………………………………………..

3 Расчет быстроходной ступени (косозубой передачи).

3.1 Выбор материала. ………………………………………………….

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба. ...………………………………………………….

3.3 Проектный расчет. …………………………………………………

3.4 Проверочный расчет. ………………………………………………

4 Проектные расчеты валов.

4.1 Определение нагрузок быстроходного вала. ……………………

4.2 Определение нагрузок промежуточного вала. ………………….

4.3 Определение нагрузок тихоходного вала. ………………………

5 Конструирование зубчатых колес.

5.1 Прямозубое колесо. ………………………………………………

5.2 Косозубое колесо. ………………………………………………..

6 Расчет шпоночных соединений. ………………………………………….

7 Подбор подшипников качения на заданный ресурс.

7.1 Расчет подшипников быстроходного вала. ……………………..

7.2 Расчет подшипников промежуточного вала. ……………………

7.3 Расчет подшипников тихоходного вала

8 Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников.

8.1 Конструктивные размеры корпуса и редуктора. ……………….

8.2 Конструирование крышек подшипников. ………………………

8.3 Выбор опоры соосно-расположенных валов. …..………………

9 Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости.

9.1 Расчет быстроходного вала. ……………………………………..

9.2 Расчет промежуточного вала. …………………………………..

9.3 Расчет тихоходного вала. ………………………………………...

10 Выбор смазочных материалов и системы смазывания. ……………….

11 Расчет муфт.

11.1 Подбор и проверочный расчет упругой муфты. ……………….

11.2 Расчет и конструирование упруго-предохранительной муфты. ..

Список использованной литературы.

Техническое задание
Схема редуктора

График нагрузки


Грузоподъемность,G=18кН

Скорость поднятия груза,V=0,4м/с

Диаметр барабана, D=150мм

Коэффициент использования суточный, K_c=0,6

Коэффициент использования годовой, K_г=0,8

Время службы, t=5лет.


Введение.
Все машины состоят из деталей. Детали машин – это составные части машины, каждая из которых изготовлена без применения сборочной операции.

Число деталей в сложных механизмах может составлять десятки и сотни тысяч.

Курс “Детали машин” охватывает также совокупность совместно работающих деталей, обычно объединенных по назначению и называемых сборочными единицами или узлами. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники.

Редукторы – это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов.

Курсовой проект по ДМ имеет цель приобретения навыков на примере проектирования привода к лебедке для поднятия груза.

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:

Р_в=F_t·V

где F_t – окружное усилие равное G.

Р_в=18·10³Н·0,4м/с=7,2кВт.

Частоту вращения определяем по формуле:





Приближенно определяем к. п. д. двигателя

η_общ= η₁ η₂

где η₁=0,96 – для быстроходного вала;

η₂=0,95 – для тихоходного вала;

η_общ = 0,96·0,95=0,912
Требуемая мощность электродвигателя:

Р_э.тр=Р_в/ η_общ
Р_э.тр=7,2/0,912=7,89

Выбираем электродвигатель с частотой вращения .


1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.
После выбора n_дв определяем общее передаточное число привода:

U_общ=n/n_дв







Мощность на тихоходном валу принимаем равной

Р_т =7,35кВт, n_т=52.

Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора





Мощность на тихоходном валу принимаем равна

Р_т =7,35кВт, n_т=52.









Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)





Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни быстроходной ступени редуктора





Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора)



.

Подготовка расчетных параметров.
Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс, час.

t = 5(лет)365(дней)24(часа)0,80,6=21024, час

2.1 Выбор материала.
Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами.

Сталь 40ХН, σ_в = 850МПа, σ_т =580МПа

Для прямозубой передачи как для шестерни, так и для колеса назначаем термообработку - улучшение с разностью твердости 10...20 единиц для обеспечения прирабатываемости:

для колеса тихоходной ступени - НВ=310

для шестерни тихоходной ступени - НВ=338


2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.
Расчет по допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".



где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

( [10] табл.1.3).

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость вращения валов. Предварительно предполагаем, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).

S_H - коэффициент запаса прочности ( [10] табл.1.3).

Z_N - коэффициент долговечности



N_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³  1210⁷.

N_HG - базовое число циклов

N_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H.

e_H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гис­тограмме нагружения

,

где T_max - наибольший из длительно действующих моментов.

T_i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в тече­нии времени t_i=_it. Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке T_пик=_пикT, при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.

m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,

.

Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T, действующей в течении e_Ht времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t.

Эквивалентное число циклов колеса

.

_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG( [10] табл.1.5).
Для шестерни Для колеса

Z_R=0,95, S_V=1, Z_H=1,2. Z_R=0,9, S_V=1, Z_H=1,2.

N_GH1 =338³=3,8610⁷ 1210⁷. N_GH2 =310³=2,9810⁷ 1210⁷.

.

N_HE1 = 605221024·0,5=3,28·10⁷.



_H1lim=2·338+70=746 _H2lim=2·310+70=690


Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух

Мпа

=590 Мпа.


2.3 Проектный расчет
Выбор расчетных коэффициентов.

Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбира­ем из интервала

K_H = 1,3...1,5.

Так как в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, K_H выбираем ближе к нижнему пределу.

K_H = 1,3.

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса ( [10] табл.1.6).

_а=0,4.

Определение межосевого расстояния.

Так как передача закрытая и одно из колёс име­ет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводим на уста­лостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

, мм.

где Ka = 450-числовой коэффициент;

T₁ - момент на валу шестерни в Нм.



Вычисленное межосевое расстояние принимаем ближайшим стандартным по таблице 1.7. [10].



Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB350 хо­тя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения



в соответствии со стандартом ( [10] .табл. 1.8). В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля.

m=0,01·200=2.

Числа зубьев шестерни и колеса





Делительные диаметры





Выполним проверку:

.

Диаметры выступов:





Диаметры впадин:





Расчетная ширина колеса:



В прямозубой передаче b=b_W.

Торцовая степень перекрытия:

.

.

Окружная скорость:





Степень точности передачи выбираем равной 8.


2.4 Проверочный расчет
Для проверочных расчётов как по контактной, так и по из­гибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

.

.

K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они выбираются из таблицы 1.10 [10]. Если значение скорости попадает в промежутки диапазона, коэффициент подсчитывается интерполяцией.

K_H и K_F - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий). Их значения вы­бираются из таблицы 1.11 [10] интерполяцией.

K_H и K_F - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбирается из таблицы 1.12 [10] . интерполяцией.
K_HV =1,05 K_H =1,1 K_H=1

K_FV =1,1 K_F =1,03 K_F=1

K_H=1,05·1,1·1=1,15

K_F=1,1·1,03·1=1,13

Проверка по контактным напряжениям:

.

Z_E - коэффициент материала.

Z_ - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

для прямозубой - ;

для косозубой -

Z_H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей. таблица 1.13 [10] .

F_t - окружное усилие

.

Z_E = 190.



Z_H=2,5





Отклонение

.



Недогрузка 2,2% соответствует норме.
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба:

.

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой ([10] табл. 1.14).

Y_X - масштабный фактор ([10] табл. 1.14).

Y_ - коэффициент чувствительности материала к концентрации нап­ряжения ([10] табл. 1.14).

Y_A - коэффициент реверсивности нагрузки ([10] табл. 1.14).

Y_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 410⁶.

m - степень кривой усталости.

m=6

В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:

N_FE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_FE1 = 60n₁te_F.

e_F - коэффициент эквивалентности

.

В соответствии с гистограммой нагружения, как и при расчёте на контактную прочность,

.

Эквивалентное число циклов колеса

.

S_F и_Flim- коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 1.15 [10].
Y_R =1,Y_X =1,03-0,006·6=0,994, Y_ =1,082-0,172· =0,94, Y_A =0,65


Для шестерни Для колеса

N_FE1 = 6052210240,5=3,28·10⁷



S_F=1,7

_Flim=1,75·338=591,5 _Flim=1,75·310=542,5


Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

.

Y_FS - коэффициент формы зуба

.

X - коэффициент сдвига инструмента.

Z_V - эквивалентное число зубьев

Y_ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении
Для шестерни

X =1,Z_V=33;



, Y_=1;



Рабочие напряжения определяем для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение .



Действительный запас усталостной изгибной прочности

.



Для колеса

X =1

Z_V=167



,Y_=1







Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба


Проверка на контактную статическую прочность:

.

T_max=T_пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.