Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Прикладная механика»

Тема курсового проекта «Привод машины»

Задание к курсовой работе

Выполнить проект привода машины, состоящий из электродвигателя, упругой муфты, одноступенчатого редуктора с конической прямозубой передачей, цепной передачи. Параметры на рабочем валу привода: мощность-1 кВт, угловая скорость-15рад/с. Привод реверсивный.

Кинематическая схема привода

Вычерчиваем кинематическую схему привода.

1-электродвигатель;

2-муфта;

3-редуктор конический;

4-конический редуктор.

Кинематический расчёт и выбор электродвигателя.

Определяем КПД привода. Общий К. П.Д. привода равен произведению К. П.Д. последовательно соединённых подвижных звеньев: трёх пар подшипников, конической зубчатой пары, цепной передачи.

Принимаем:

- к. п.д. одной пары подшипников.

- к. п.д. пары конических зубчатых колёс.

- к. п.д. цепной передачи.

3. Мощность на быстроходном валу.

4. Принимаем передаточное значение передачи из стандартного ряда чисел (ГОСТ 9563-60):

для конической передачи:

для цепной передачи :

передаточное число привода:

5. Угловая скорость быстроходного (ведущего) вала:

тогда

6. При и по табл. П61 подбираем асинхронный двигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа «1А12М4У1,5», для которого , .

Уточняем частоту вращения валов привода и передаточное число:

Окончательно принимаем:

- передаточное число конической передачи

- передаточное число цепной передачи.

Тогда

Вычисляем вращающие моменты на валах привода:

- вращающий момент на быстроходном валу конического редуктора/

, - вращающий момент на тихоходном валу конического редуктора.

- вращающий момент на выходном валу привода.

Расчёт зубчатой передачи на прочность.

Выбираем материал для зубчатых колёс. Принимаем для шестерни

сталь 45улучшенную до средней твёрдости 270НВ, для колеса – сталь 40 улучшенную до средней твёрдости 230НВ. (см. табл. 7.3).

2. Пределы контактной и изгибной выносливости.

(по табл. 7.4 и 7.5)

Допускаемые коэффициенты безопасности и коэффициенты долговечности.

Так как отношение , где - базовое число циклов перемены напряжения (по граф. 7.2). =(15...20)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений за время работы передачи. =572.4t, t – число часов работы под нагрузкой.

Учитывая длительный срок службы редуктора принимаем: , соответственно (рис. 7.3 ).

Коэффициенты безопасности: , (стр. 94-96).

4. Допускаемые напряжения:

Определяем расчётные коэффициенты.

Принимаем:

-коэффициенты ширины венца колеса:

-коэффициенты неравномерности нагрузки: (табл. 7.7 и 7.8)

(роликовые опоры, консольное расположение).

-коэффициенты динамической нагрузки: , ,

Геометрические размеры передачи (в мм.).

Средний делительный диаметр шестерни (по ф-ле 7.34).

=

ширина венца:

внешний делительный диаметр шестерни:

внешний делительный диаметр колеса:

По табл. 7.9 принимаем стандартное значение: , (по ГОСТ 12289-76).

7. Принимаем модуль (по СТСЭВ 310-76),

тогда: , принимаем .

, принимаем .

Фактическое передаточное число:

.

Углы делительных конусов:

(по ф-ле 7.27)

,

, .

Основные геометрические размеры передачи, мм.

Внешнее конусное расстояние:

Среднее конусное расстояние:

Проверяем условие:

- условие не соблюдается.

- условие соблюдается.

Принимаем b=34 мм

и - условие в обеих случаях соблюдается.

10. Средний модуль зацепления: (ф-ла 7.29)

Фактический средний делительный диаметр шестерни (ф-ла 7.28)

Средняя окружная скорость колёс

По табл. 2 принимаем 7-ю точность изготовления колёс.

12. Окружная сила (по ф-ле 7.10)

б) Проверка зубчатой передачи на прочность (по контактным напряжениям)

Коэффициенты динамической нагрузки

,

(по табл. П26 при , )

Расчётное контактное напряжение определяем по ф-ле 7.33

, перегрузка равна , что вполне допустимо.

в) Проверка прочности зубчатой передачи по напряжениям изгиба в основании зубьев шестерни и колеса.

Эквивалентное число зубьев:

;

Коэфф. формы зуба (стр. 117)

;

Напряжения изгиба в основании зубьев шестерни и колеса опр. по ф-ле 7.32

;

, где =1,28, =1,18 (по табл. П25 и П26) .

=80

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечивается.

Расчёт вала на прочность.

(расчёт ведём для быстроходного вала)

Конструктивные размеры вала.

Конструктивные размеры вала принимаем в зависимости от диаметра выходного конца. Этот размер определяем приближенно из расчёта на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям . Принимаем для изготовления быстроходного вала сталь 40Х (предполагая, что шестерню изготовляем вместе с валом), и назначаем .

Из уравнения прочности определяем диаметр выходного конца вала:

получаем:

В соответствии с рядом принимаем

Поскольку диаметр вала двигателя и превышает более чем на 25%, то рассчитывать на стандартную упругую муфту не приходится. Назначаем:

Диаметр вала под уплотнение - .

Диаметр резьбы -

Диаметр под дистанционную шайбу -

Диаметр под подшипники -

(роликовые радиально-упорные лёгкой серии)

Диаметр опорного бурта -

Длинна выходного конца вала - , принимаем .

Ширина маслоудерживающего кольца - , принимаем

Точки приложения (активных сил) реакции опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов радиально-упорных подшипников.

где =18.5 для подшипников 7207.

принимаем - расстояние от делительного диаметра до первой опоры со стороны шестерни.

Расстояние между опорами (точками приложения реакций).

, принимаем .

. Вычерчиваем схему нагружения вала, определяем силы действующие на шестерне и реакции опор.

Окружная сила на окружности среднего делительного диаметра:

, принимаем для удобства вычислени

 

Рис.1 Схема нагружения вала.

Осевая сила для шестерни (радиальная для колеса).

,

где (стр. 187).

Радиальная сила для шестерни (осевая для колеса).

Определяем реакции опор:

а) в вертикальной плоскости zoy от сил и

; .

б) в горизонтальной плоскости xOz от силы

Определяем момент изгибающих моментов в характерных сечениях (А, В,С)

и строим опоры.

а) В плоскости xOz

следовательно:

Строим эпюру - (см. рис. 2 в)

б) В плоскости xOz:

Строим эпюру (см. рис. 2 г)

Крутящий момент , (рис. 2 б)

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении А при .

Напряжение от силы крайне малы их можно не учитывать.

Определяем напряжение кручения в сечениях А. С.

Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле

для материала вала (сталь Х40) по табл. 4.1 при d<120мм.,

, принимаем коэф. запаса , ()

эфф. коэф. концентр. напр.

- коэф. режима нагрузки (стр. 195 ).

По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение и сравниваем его с допустимым.

Так как расчётное напряжение значительно меньше допустимого, а коэф. запаса прочности значителен, то проверку на жесткость вала можно не проводить.

Расчёт и выбор подшипников вала.

Выбор подшипников производим для быстроходного вала конического редуктора.

а) определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников

б) вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных конических роликоподшипниках. Определяем осевые составляющие реакций конических подшипников ориентировочно назначенных лёгкой серии с d=35 и при

в) По табл. 5 находим суммарные осевые нагрузки.

Так как > и >0, то ,

г) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов.

(для ф-лы 209) , , , , ,

- для роликовых подшипников

По табл. П34 при < e

получаем: Х=1, Y=0.

При , Х=0.45, Y=1.81.

д) Определяем на какую опору действует наибольшая эквивалентная нагрузка.

Следовательно требуемую динамическую грузоподъёмность найдём для опоры А, как наиболее нагруженной. .

.

е) По табл. П43 окончательно принимаем конические роликоподшипники 7207 лёгкой серии, из условия, что , для которого d=35мм., D=72мм., , С=34.5кН.

>, е=0.3

Выбранные подшипники оптимально удовлетворяют условиям работы быстроходного вала.

Расчёт шпоночного соединения.

Для выходного конца быстроходного вала редуктора диаметром по табл. П49 подбираем призматическую шпонку при .

Так как длина выходного конца вала , то принимаем длину шпонки , соответствующую ряду стандартных значений по СТ СЭВ 189-75.

Расчетная длина шпонки со скруглёнными торцами: .

Так как на выходной вал возможна посадка чугунной детали, то допускаемые напряжения смятия следует принять для чугунных ступиц, для которых , (зап. 24).

Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие по ф-ле 217.

.

И так для быстроходного вала на выходном конце под посадку ступицы упругой нестандартной муфты принимаем шпонку

Используемая литература:

1. Устюгов И. И. «Детали машин» М.: Высшая школа, 1981г.

2. Романов М. Я. и др. «Сборник задач по деталям машин», М.: «Машиностроение», 1984г

3. Решетов Н. Д. «Детали машин», М.: Машиностроение, 1989г.