Динамика машин

Содержание

Задание……………………………………………………………………… 3

Введение…………………………………………………………………….. 4

I. Кинематический расчет привода…………………………………………. 5 
2. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи……………...... 9 
3. Расчет быстроходной конической зубчатой передачи…………………. 15 
4. Расчет валов……………………………………………………………… 24 
5. Расчет подшипников на долговечность……………………………....... 37 
б. Выбор муфты…………………………………………………………… 41 
7. Проверка прочности шпоночных соединений………………………… 42 
8. Выбор сорта масла………………………………………………………. 44

9. Тепловой расчет редуктора………………………………………………. 45

10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора………... ..46

11. Расчет ремённой передачи……………………………………………..47 

  

 Литература…………………………………………………………………49 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание 10.

 

График  нагрузки

Срок службы - 6 лет

К сут = 0,33.         К _год = 0,8

F=4,0 кH; V=0,5 ;D=300мм. 

 

Введение

Курсовой проект по деталям машин является самостоятельной  расчетно-конструкторской работой студентов. Он имеет целью получение ими умения и навыков расчетов и конструирования отдельных узлов машин и их деталей на основе современных данных в области науки о деталях машин и материалах с использованием нормализованных и других, освоенных промышленностью, узлов деталей и их элементов. Для успешного выполнения курсового проекта необходимо знание таких дисциплин, как инженерная графика и автоматизация проектирования, теоретические основы прогрессивной технологии, теоретической механики, сопротивления материалов, теории механизмов и машин, основы материаловедения и технологии машиностроительного производства, поскольку при выполнении проекта укрепляются и закрепляются полученные в процессе обучения знания всех указанных общетехнических дисциплин.

 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

Проведем кинематический расчет привода цепного конвейера, схема которого изображена в задании, при заданном окружном усилии на звездочке F=4,0 кН, окружной скорости V=0,5 м/с и диаметре ленты конвейера D=300мм.

1.1. Кинематический анализ схемы привода.

Привод состоит  из электродвигателя, ременной передачи, двухступенчатого редуктора с цилиндрической и конической зубчатыми передачами, ленты конвейера. Таким образом, редуктор содержит две ступени передач:

-закрытая коническая  зубчатая передача, передающая мощность  от первого вала (2) ко второму (3);

-закрытая цилиндрическая  зубчатая передача, передающая мощность  от второго (3) вала к третьему (4);

При передаче мощности, имеют место ее потери на преодоление  сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в ремённой передаче, в зубчатых передачах, в опорах валов, в муфте. Ввиду этого, мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

 

1.2. Определяем мощность на приводном валу конвейера:

 

,

 где F – окружное  усилие; V – скорость вращения звёздочек конвейера.

 

1.3. Определяем коэффициент полезного действия привода:

 

-КПД конической передачи;

-КПД пары подшипников;

-КПД цилиндрической передачи;

-КПД муфты;

-КПД ременной передачи;

 

1.4. Приводим мощность на приводном валу конвейера к мощности на приводе:

 

,

где - мощность на звёздочках конвейера; - коэффициент полезного действия привода.

 

1.5. Ориентировочно назначаем передаточные числа ступеней:

 

,

где передаточное число ременной передачи - передаточное число конической передач ; - передаточное число цилиндрической передачи.

 

1.6. Определяем обороты вала конвейера:

 

,

 

где - диаметр шкива приводного вала.

 

1.7. Определяем число оборотов для электродвигателя:

,

 где  - обороты электродвигателя.

По таблице П1 /4/ выбираем электродвигатель – 4А112МА6УЗ

 

 

1.8. Определяем мощности на валах:

 

Мощности на валах привода  определяются с учетом потерь в элементах привода.

Мощность на первом валу привода должна быть равна потребной  мощности (Р_пот).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.9. Находим общее передаточное число:

 

Общее передаточное число  редуктора:

u_p=u₀/u

где u=5 - общее передаточное число открытых передач.

Передаточные числа  ступеней передач привода:

 

1.10. Рассчитываем число оборотов для каждого вала:

 

 

1.11. Определяем моменты на валах:

 

 

 

 

 

 

 

1.12. Определяем угловые скорости вращения валов:

 

1.13. Результаты кинематического анализа:

 

 

Расчетные параметры	Номера валов
	1	2		3		4		5
Обороты n, об/мин	955	191		127,248		31,804		31,804
Мощность Р,кВт	2,352	2,281		2,190		2,103		2
Угловая скорость ,1/с	599,74	171,35		99,86		24,95		24
Момент Т,Нм	23,52	114,05		164,36		631,481		600,533
Передаточное число ступени	5		1,501		4,001		0

 

 

По результатам кинематического  расчета начинаем расчет механических передач.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

2.1. Исходные данные для расчета.

При расчете на прочность цилиндрических зубчатых передач будем считать известными из технического задания на проектируемый привод и предварительно выполненного кинематического расчета следующие параметры:

а) вращающий момент на колесе Т₂=631,481 Нм;

б) скорость вращения колеса n₂=31,804 об/мин;

в) передаточное число передачи u=4,001;

г) продолжительность работы передачи под нагрузкой t,ч;

д) циклограмма нагружения (задание).

2.2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых 
напряжений.

Материалы для  изготовления колес выбираются в  зависимости от мощности, требований предъявляемых к размерам и массе передачи, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Наибольшую твердость, а, следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Стали рекомендуемые для зубчатых колес, вида их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 1/2/.

 

 

Зуб шестерни чаще входит в  зацепление: материал шестерни должен быть более твердым, чем материал колеса.

Примем для материала  шестерни сталь 40Х улучшение со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 Примем для материала  колеса сталь 45 нормализация со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

 

 

2.3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

 

Расчет проводим на контактную прочность, так как данная передача – закрытая:

,

Где предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению; коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; коэффициент, который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев; коэффициент долговечности зубьев.

 

2.4. Определяем - предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению:

 

- зависит от твёрдости:

 

2.5. Определяем коэффициент , который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев:

 

Примем  , такой коэффициент получается при шлифованных зубьях.

2.6. Определим коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

2.7. Определяем коэффициент долговечности зубьев :

 

,

        

Где - показатель кривой усталости материала для НВ<350;

- базовое число циклов наружения зубьев (табл 2/2/);

- базовое число циклов нагружения зубьев (табл 2/2/);

- время работы в часах (за 6 лет).

-число циклов при моменте 

2.8. Определяем напряжения при  изгибе:

 

где - пределы выносливости зубьев; , коэффициент запаса прочности; - коэффициенты, учитывающие шероховатость переходной поверхности зуба; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.9. Определяем допускаемое напряжение:

 

 

 

2.10. Определяем межосевое расстояние:

 

,

Где - вспомогательный коэффициент, принятый для косозубых колес; u – передаточное число; - вращающий момент на колесе; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Примем  , как ближайшее число из ряда стандартных значений.

 

2.11. Нормальный модуль зацепления:

 

 

2.12. Определяем суммарное число  зубьев:

 

 

2.13. Определяем числа зубьев  шестерни и колеса:

 

 

2.14. Уточняем передаточное число:

 

Отклонение  передаточного числа-

2.15. Действительный угол наклона линий зуба:

 

 

 

2.16. Угол наклона линий зуба:

 

 

2.17. Рассчитываем диаметры окружностей:

 

,

где - коэффициенты смещений; , - диаметры начальной окружности, выступов и впадин зубьев соответственно.

,

Где , - ширина зубчатого венца.

 

Делаем  проверочный расчет:

 

 

По окружной скорости назначаем степень точности: 9.

 

Определяем  усилия в зацеплении:

,

Проводим  проверочный расчет на контактную прочность:

 

Для полюса зацепления контактное напряжение определяется по формуле:

 

 

Где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; , - коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении; - числовой коэффициент.

Условие прочности выполняется.

Проводим  проверочный расчет на выносливость при напряжении изгиба:

 

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; - коэффициент динамической нагрузки; - коэффициент формы зуба; - учитывающий повышение изгибной прочности косого зуба по сравнению с прямым.

 

Условие выносливости выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ  КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

 

3.1. Исходные данные для расчета.

При расчете на прочность цилиндрических зубчатых передач будем считать известными из технического задания на проектируемый привод и предварительно выполненного кинематического расчета следующие параметры:

а) вращающий момент на колесе Т₂=114,05 Нм;

б) скорость вращения колеса n₂=191 об/мин;

в) передаточное число передачи u=1,5;

г) продолжительность работы передачи под нагрузкой t,ч;

д) циклограмма нагружения (задание).

3.2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых 
напряжений.

Материалы для  изготовления колес выбираются в  зависимости от мощности, требований предъявляемых к размерам и массе передачи, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Наибольшую твердость, а следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Стали рекомендуемые для зубчатых колес, вида их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 1 /2/.

 

Зуб шестерни чаще входит в  зацепление: материал шестерни должен быть более твердым, чем материал колеса.

Примем для материала  шестерни сталь 40Х улучшение со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

Примем для материала  колеса сталь 45 нормализация со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

 

 

3.3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

 

Расчет проводим на контактную прочность, так как данная передача – закрытая:

На усталостный изгиб-открытие:

 

,

Где предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению; коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; коэффициент, который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев; коэффициент долговечности зубьев.