Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИИ

УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ГОРНОЙ И ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по прикладной механике

УФА 2002

Содержание

Задание………………………………………………………………………..стр. 3

1. Кинематический и силовой расчет привода ….…………………..………..стр. 4

2. Материалы и термическая обработка колес …………………………….…стр. 5

3. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических

зубчатых передач …………………….…………………………………...стр. 6

1. Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи…………………..стр. 7

1. Расчет диаметра валов………………..………………………………….....стр. 10

2. Материалы валов и осей…………………………………………………….стр.11

3. Расчетные схемы валов……………………………………………………..стр.11

4. Расчёты на прочность……………………………………………………….стр.12

5. Подшипники качения……………………………………………………….стр.20

6. Подбор крышек подшипников…………………………………………......стр.23

7. Спецификация…………….….……………………………………………..стр.25

Список литературы…………………………………………………………стр.28

З адание

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

МП.С=26 Нм.

Для данной схемы рассчитать:

1. габаритные размеры редуктора;

2. кинематический и силовой расчет редуктора;

3. подобрать допускаемых напряжений;

4. рассчитать диаметры валов;

5. подобрать материалы валов;

6. подобрать подшипники качения;

7. подобрать крышки подшипников.

8. начертить сборочный и рабочие чертежи.

Вертикальное расположение.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Выбор электродвигателя. Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных машин. При передаче мощности от двигателя к потребителю имеют место потери в элементах привода: в ременной и цепной передачах, в зубчатых сцеплениях, в подшипниках на валах. Все эти потери должны быть учтены при выборе электродвигателя , чтобы была обеспечена необходимая для потребителя мощность.

1. К. п. д. Привода

,

где -к. п. д. редуктора; -к. п. д. открытой передачи;

,

где - к. п. д. зубчатого зацепления; m - число зацеплений в редукторе;

- к. п. д. одного вала; n - количество валов в редукторе.

В данном случае =0,99 , =0,96 имеется две пары подшипников и два зацепления, тогда

1. Расчетная мощность двигателя

. ,

где Нм –крутящий момент на выходном валу привода;

об/мин -частота вращения выходного вала привода.

,

где -скорость вращения вала.

Тогда кВт и

кВт.

; Нм.

1. Передаточное отношение привода

.

Необходимо подобрать так, чтобы передаточное отношение привода

лежало в пределах 2,5…4. Выбирается асинхронный двигатель 4А80В4 кВт. Синхронная частота вращения об/мин. Асинхронная частота вращения об/мин.

Тогда .

Таблица 1

1. Материалы и термическая обработка

зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от требований, предъявляемых к размерам и массе передач, а также от мощности , окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Основным материалом для изготовления зубчатых колес большинства машин являются стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.

Первая группа – колеса с твердостью <НВ 350. Применяются в мало- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 45, 65, 50Г, 65Г, легированные стали 40Х, 40ХН, 40ХГР и др. Термообработка-улучшение производится до нарезания зубьев. Колеса с твердостью <НВ 350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Для равномерного износа зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни должна быть на 20…25НВ больше твердости колеса. Колеса с твердостью <НВ 350 широко используются в мало- и средненагруженных передачах, в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Вторая группа – колеса с твердостью > НВ350 (при твердости Ю НВ350 твердость материала измеряется по шкале Роквелла: 10 НВ=1 HRC). Применяются в тяжело нагруженных передачах. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.

В качестве материала выбираем сталь Ст.45 (улучшение).

Из справочных данных находим твёрдость по Бри Нелю:

1. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач

Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчётов на выносливость при длительной работе , где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений По экспериментальным значениям, приведённых в таблице, находим =2HB+70 МПа.

МПа.

- коэффициент безопасности; в связи с постепенным процессом повреждения поверхности и пониженной опасности аварии машин коэффициент назначают небольшим: =1,1 при неоднородной структуре материала.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи: .

Для нормализованных колёс =2,6. Базовое число циклов определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов.

- эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле

,

где n – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин. -долговечность передачи.

млн. циклов.

млн. циклов.

При ;

Расчёт ведут по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.

1. Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе , где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба = .

По таблице находим экспериментальное значение =HB+260;

- коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок S_F=1,7.

Y_N- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB 350

Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке N_FE=60 L_h.

N^ш_FE =60 6000=254,7 млн. циклов,

N^к_FE =60 6000=77,355 млн. циклов.

млн. циклов.

Для длительно работающих передач при N_FE>N_{F lim b} Y_N=1.0.

1. Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи

4.1 Выбрать коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра и относительно модуля .

Таблица 2

=1, =30.

4.2 Определить предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

1. Выбрать числа зубьев колёс:

Z₁=30; Z₂=30

Для первой ступени редуктора Z₁=20…30, для второй – 17…24. Минимально допустимое число зубьев шестерни при Х=0 Z_min=17. После округления Z до целых чисел следует проверить фактическое передаточное число U=Z₂/Z₁.

U=99/30=3,3.

1. Определить коэффициент концентрации нагрузки по таблице:

Таблица 3

=1.55.

1. Определить предварительно межосевое расстояние:

, где Ка – вспомогательный коэффициент; Ка=49,5 для прямозубой и Ка=43,0 для косозубой передачи.

1. Определить модуль колёс:

, где - угол наклона зубьев по делительному цилиндру.

Модуль m_n округляется до ближайшего стандартного:

Таблица 4

m_n =1.

Окружной модуль m_t можно определить по формуле

=1,064.

1. Уточнить фактическое межосевое расстояние:

=68,64 мм.

1. Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:

1. Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи и округлить до целого числа:

1. Определить делительные (начальные) диаметры колёс (с точностью до сотых долей):

Полученные параметры колёс в процессе проектирования и разработки чертежей могут быть изменены; после определения окончательно принятых размеров производится проверочный расчёт передачи.

1. Определить геометрические размеры зубчатых колёс:

• диаметр вершин зубьев:

• диаметр впадин зубчатых колёс:

4.12 Предварительный (ориентировочный) расчет вала

Предварительный (ориентировочный) расчет вала производится при выполнении эскизной компоновки и ведется по условному расчету на кру­чение. Эту форму расчета выбирают потому, что еще не определены размеры вала по длине и не могут быть вычислены изгибающие моменты.

Из условия прочности на кручение

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы