Курсовой проект по деталям машин

Курсовой проект по деталям машин

Тольяттинский политехнический институт

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине 

Детали  машин





                                                                   Руководитель: Журавлева В. В.

Студент:          Анонимов С. С.

Группа:            Т – 403

(оценка)

 

                                                                   ………«………»….…….2000 г.

Тольятти 2000 г.

Содержание

вариант 6.5.

 

1.   Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.

3





2.   Расчет клиноременной передачи.

6





3.   Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора.

8





4.   Предварительный расчет валов

12





5.   Конструктивные размеры корпуса редуктора

13





6.   Определение реакций в подшипниках

14





7.   Проверочный расчет подшипников

17





8.   Проверочный расчет шпонок

18





9.   Уточненный расчет валов

19





10.       Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

23





















































































1.   Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.

Расчет требуемой мощности двигателя.

;

,

 - КПД ременной передачи;  - КПД зубчатой косозубой передачи с цилиндрическими колесами;  - КПД подшипников качения. Тогда .

Расчет требуемой частоты вращения.

;

,

; ;  - передаточные числа. Тогда .

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 5,5 кВт; частоту вращения 3000 об/мин. Синхронная частота вращения двигателя равна 2880 об/мин. Модель электродвигателя: 100L2.

Определение  передаточных чисел.

Фактическое передаточное число привода: .

Передаточные числа редуктора: 

; ; ; полученные значения округляем до стандартных: ; .

Расчет частот вращения.

; ;

; ;

; ;

; .

Расчет крутящих моментов.

; ;

; .



I

II

III



18

33

126



33

126

430



2880

1440

360



1440

360

100



300

150

38



150

38

11



2

4,0

3,55

2.   Расчет клиноременной передачи.

 

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:



При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр  ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,02:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом ε:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,9%, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале



принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, .

Вычисляем 



и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:



Угол обхвата меньшего шкива



Скорость 



По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем:  на один ремень.

.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

.

Коэффициент режима работы при заданных условиях , тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения 

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

3.   Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора.

 

Для обеих ступеней принимаем:

Колесо: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; .

Шестерня: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; .

Передача реверсивная.

Для расчета принимаем: , .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем ; коэффициент запаса прочности ; .

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

, .



Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

, .



Коэффициент на форму зуба ; коэффициент нагрузки ; коэффициент ширины венцов ; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Расчет третьей (тихоходной) ступени. 

Межосевое расстояние:

,

принимаем значение из стандартного ряда: а = 140 мм.

Нормальный модуль:

,

принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 2 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 15˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса:



Уточняем значение угла β:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

,



;

.

Проверяем изгибные напряжения:

,

.

.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:



Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

Расчет второй (быстроходной) ступени. 

Межосевое расстояние равно 140 мм из условия соосности, значения всех коэффициентов, используемых в расчете третьей ступени справедливы при расчете данной ступени.

Принимаем угол наклона зубьев β = 12˚50΄19˝, а модуль m = 1,5 мм и определяем числа зубьев шестерни и колеса:



Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса быстроходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

,



;

.

Проверяем изгибные напряжения:

,

.

.

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

окружная:



Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

4.   Предварительный расчет валов.

Расчетная формула:

Вал 1

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

.

Вал 2

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:



Вал 3

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

.

5.   Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Параметр

Расчетная формула и значение, мм

Толщина стенки корпуса



Толщина стенки крышки



Толщина фланца корпуса



Толщина фланца крышки



Толщина основания корпуса без бобышки



Толщина ребер основания корпуса



Толщина ребер крышки



Диаметр фундаментных болтов



Диаметр болтов у подшипников



Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку



6.   Определение реакций в подшипниках.



































 























 





                                

               

проверка: 

.



































 























 









          

проверка: 

.





























 









 

                           

                                            

проверка: 

.

7.   Проверочный расчет подшипников.

Подшипник № 36207, d = 35 мм.

.



; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:



.

Подшипник № 36209, d = 45 мм. .



; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:



.

Подшипник № 36211, d = 55 мм.

.



; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:



.

Все подшипники удовлетворяют условию долговечности.

8.   Проверочный расчет шпонок.

Материал шпонок – сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и шкивом на срез и смятие. .

Условия прочности:



Шпонка под шкивом:



Шпонка под колесом быстроходной ступени:



Шпонка под колесом тихоходной ступени:



Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.

9.   Уточненный расчет валов.

Материал валов – сталь 40Х улучшенная, . Определим коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях.

Вал 1, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:



Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 1, Сечение 2

Результирующий изгибающий момент:



Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:



Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 2

Результирующий изгибающий момент:



Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 3, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:



Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

10.       Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны равен 2,75 литра. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Используемое масло марки И-100А.