Расчёт клиноременной передачи

Содержание.

Введение_________________________________________________________6

Кинематическая схема привода______________________________________7

1. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов, расчет передач, соединений и валов________________________________________9

2. Расчёт клиноременной передачи___________________________________11

3. Расчёт цилиндрической косозубой закрытой передачи________________14

3.1 Прочностной расчет____________________________________________17

3.2 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям___19

3.3 Проверка расчетных напряжений_________________________________21

3.4 Проверка прочности зубьев при перегрузках _______________________23

3.5 Силы в зацеплении_____________________________________________24

4. Расчёт цилиндрической прямозубой закрытой передачи ______________25

4.1 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям ___29

4.2 Проверка расчетных напряжений ________________________________30

4.3 Проверка прочности зубьев при перегрузках_______________________31

4.4 Силы в зацеплении_____________________________________________32

5. Проектный расчет валов_________________________________________33

5.1 Расчет первого вала____________________________________________33

5.2 Расчет второго вала____________________________________________38

5.3 Расчет третьего вала____________________________________________44

6. Выбор подшипников качения_____________________________________49

6.1 Выбор подшипников качения на первый вал_______________________49

6.2 Выбор подшипников качения на второй вал_______________________51

6.3 Выбор подшипников качения на третий вал_______________________53

7. Расчет и выбор параметров муфты________________________________54

8. Выбор системы смазки, смазочного материала и уплотнительных устройств_______________________________________________________56

9. Определение размеров корпусных деталей редуктора________________58

10. Описание мероприятий по восстановлению быстроизнашиваемых деталей привода_________________________________________________________60

Заключение______________________________________________________61

Список используемой литературы___________________________________62

ВВЕДЕНИЕ

Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами и аппаратами. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем машиностроения.

Задача конструктора состоит в том, что руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчета, позволяющие обеспечивать достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на ее создание и применение.

Курсовой проект является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчета деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов, контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: материаловедения, механики, сопротивления материалов и др.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через многовариантность решения до воплощения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству, осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механике и их функциональное предназначение.

Целью проекта является освоение и приобретение студентом навыков конструирования и расчетов механических приводов, научить правильно и обоснованно применять полученные теоретические знания для решения конкретных инженерных задач.

Кинематические схемы привода

3.

4.

5.

1. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов, расчёты передач, соединений и валов.

1. 1 КПД привода

η =η _р·η _к²·η _п³=0, 94·0, 97²·0, 994²=0, 86

1.2 Мощность

Р_р =Р_вых/η _общ=2.75/0, 86=3, 19 КВт

Частота вращения выходного вала

n_вых=30ω /π =30·12/3, 14=114, 6 мин^-1

Передаточное число привода

1.5 Расчетная частота вращения вала электродвигателя

1.6 Выбираем электродвигатель

Р _эд > Р _р и

Выбираем двигатель 4А100S2У3 с параметрами

Р _эд= 4 кВт n_эд= 2880 мин^-1

T_пуск/T_н=2, 0

М= 34 кг

1.7 Действительное общее передаточное число привода

U₀ = n _эд / n _вых =2880/114, 6 = 25, 13

1.8 Действительные передаточные числа передач привода выбираем так чтобы U₀=U_рU_кU_к

U_р=2 U_{к з}=3 U_{к о}=4, 19

U₀=2·3·4, 19=25, 13

1.9 Силовые и кинематические параметры валов привода

1.10 Мощности на валах:

Р= Р_р=3, 19 КВт

Р₁= Р· η _р · η _п=3, 19·0, 94·0, 994=2, 98 КВт

Р₂= Р₁· η _к · η _п=2, 98·0, 97·0, 994=2, 87 КВт

Р₃= Р₂· η _к · η _п=2, 87·0, 97·0, 994=2, 767 КВт

1.11 Частоты вращения валов:

n = n _эд= 2880 мин^-1

n₁ = n / U_р=2880/2=1440 мин^-1

n₂ = n₁ / U_r =1440/3, 0=480 мин^-1

n₃ = n₂ / U_r =480/4, 19=114, 6 мин^-1

1.12 Передаваемые крутящие моменты:

Т=Т_эд=9550·(Р _эд /n _эд)=9550·(3, 19/2880)=10, 5 Нм

Т₁=9550·(Р ₁ /n ₁)=9550·(2, 98/1440)=19, 7 Нм

Т₂=9550·(Р ₂ /n ₂)=9550·(2, 87/480)=57, 1 Нм

Т₃=9550·(Р ₃ /n ₃)=9550·(2, 767/114, 6)=230, 5 Нм

1.13 Определяем диаметры валов привода из расчёта только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

d ₁ = = =5, 94 мм

d ₂ = = =15, 8 мм

d ₃ = = =22, 52 мм

d ₄ = = =35, 85 мм

Прочностной расчёт.

3.1.1 Расчёт межосевого расстояния.

МПа

коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния

Принимаем

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

коэффициент внешней динамической нагрузки

мм

3.1.2 Ширина венцов, мм

Зубчатое колесо: b₂ = ψ _ba ·a = 0, 4·48, 34= 19, 336 мм;

Принимаем b₂=20 мм;

Шестерня: b₁ = b₂+2=20+2=22 мм;

3.1.3 Величину округляем до ближайшего значения в соответствии с ГОСТ 2185-86

=50 мм;

3.1.4 Принимая , определим модуль зацепления

Принимаю по СТ СЭВ 310 – 76 (см. табл. 9.1, [3]), ближайший нормальный модуль m_n = 1, 5 мм.

3.1.5 Суммарное число зубьев передачи

Принимаем 64

3.1.6 Действительный угол наклона зуба

3.1.7 Число зубьев шестерни

Число зубьев зубчатого колеса

3.1.8 Действительное передаточное число

3.1.9 Диаметры зубчатых колёс, мм

мм

Диаметры вершин зубьев

мм

Силы в зацеплении.

4.4.1 Уточнённый крутящий момент на шестерне

Н/мм

4.4.2 Окружные силы

кН

Радиальные силы

Осевые силы

Проектный расчёт валов.

Расчёт первого вала.

Исходные данные:

Передаваемый момент Т₁=5, 45 Нм

Частота вращения вала n=1420 мин^-1

Материал вала – сталь 40Х

5.1.1 Строим расчётную схему нагружения:

5.1.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

5.1.3 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

5.1.4 Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала:

с построением эпюры изгибающих моментов.

5.1.5 Эпюра крутящих моментов:

5.1.6 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

с построением эпюры.

5.1.7 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

и представляем полученные результаты на рисунке

5.1.8 Определяем полные поперечные реакции в опорах

5.1.9 Рассчитываем шпоночное соединение «шкив – вал»:

1) По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=4 мм; h=4 мм; t₁=2, 5 мм; t₂=1, 8 мм

2) Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=12 мм – диаметр вала;

h - t₁ – рабочая высота;

[σ _см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11

3) Полная длина шпонки l=l_p+b= +4=4, 41мм. По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.1.15 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм³

5.1.16 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.1.17 Коэффициент безопасности в сечении по изгибу будет равен

где ψ _а=0, 11 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения нагружений для среднеуглеродистых сталей см. рис. 1.4 в [2].

σ _m=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.1.18 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм³

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τ _m=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где К_τ=2, 05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ε _τ=0, 89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

ψ _τ=0, 051 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения см. рис. 1.4 в [2];

5.1.19 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Так как коэффициент безопасности по усталостной прочности превышает минимальный, то проверочный расчёт на жёсткость, колебания и ограничение остаточных пластических деформаций проводить не надо.

Расчёт второго вала.

Исходные данные:

Передаваемый момент Т₁=15, 74 Нм

Частота вращения вала n=473 мин^-1

Материал вала – сталь 40Х

5.2.1 Строим расчётную схему нагружения:

5.2.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

5.2.3 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

5.2.4 Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала:

с построением эпюры изгибающих моментов.

5.2.5 Эпюра крутящих моментов:

5.2.6 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

с построением эпюры.

5.2.7 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

и представляем полученные результаты на рисунке

5.2.8 Определяем полные поперечные реакции в опорах

5.2.9 Рассчитываем шпоночное соединение «колесо – вал»:

По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=5 мм; h=5 мм; t₁=3 мм; t₂=2, 3 мм

Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=8 мм – диаметр вала;

h - t₁ – рабочая высота;

[σ _см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11

Полная длина шпонки l=l_p+b= +2=12, 3мм. По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.2.13 Производим проверочный расчёт вала на выносливость в опасных сечениях:

5.2.14 В сечении 1 действует наибольший изгибающий момент М₁= 22, 6 Н·мм и крутящий момент Т₁=15, 45 Н·мм

5.2.14 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм³

5.2.15 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.2.16 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

σ _m=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.2.17 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм³

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τ _m=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где К_τ=2, 05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ε _τ=0, 89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

5.2.18 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

5.2.14 В сечении 2 действует наибольший изгибающий момент М₁= 37, 8 Н·мм и крутящий момент Т₁=15, 45 Н·мм

5.2.19 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм³

5.2.20 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.2.21 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

σ _m=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.2.22 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм³

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τ _m=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где К_τ=2, 05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ε _τ=0, 89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

5.2.23 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Расчёт третьего вала.

Исходные данные:

Передаваемый момент Т₁=62, 5 Нм

Частота вращения вала n=114, 6 мин^-1

Материал вала – сталь 40Х

5.3.1 Строим расчётную схему нагружения:

5.3.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

5.3.3 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала:

с построением эпюры изгибающих моментов.

5.3.4 Эпюра крутящих моментов:

5.3.5 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

с построением эпюры.

5.3.6 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

и представляем полученные результаты на рисунке

5.3.7 Определяем полные поперечные реакции в опорах

9. Рассчитываем шпоночное соединение «колесо – вал»:

4) По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=8 мм; h=7 мм; t₁=4 мм; t₂=3, 3 мм

5) Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=25 мм – диаметр вала;

h - t₁ – рабочая высота;

[σ _см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11

6) Полная длина шпонки l=l_p+b= +8=24, 66мм. По СТ СЭВ 189 – 75 принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.3.12 Производим проверочный расчёт вала на выносливость в опасных сечениях:

5.3.13 В сечении 1 действует наибольший изгибающий момент М₁= 13, 8 Н·мм и крутящий момент Т₁=62, 5 Н·мм

5.3.14 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм³

5.3.15 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.3.16 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

σ _m=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.3.17 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм³

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τ _m=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где К_τ=2, 05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ε _τ=0, 89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

5.3.18 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Выбор подшипников качения.

Заключение.

В ходе проведенной работы научился проектировать механический привод. Рассмотрел и усвоил расчёты соединений, передач, валов. Научился подбирать подшипники качения и рассмотрел различные виды существующих подшипников. Произвёл расчёт муфт и рассмотрел их различные виды. Выбрал систему смазки, смазочный материал и уплотнительные устройства, обеспечивающие наилучшую работу привода. Рассмотрел различные виды корпусов, корпусных деталей и их основные параметры. Изучил мероприятия по восстановлению быстроизнашиваемых деталей. В целом ознакомился с методикой конструкторской работы.

Литература.

1. Ничипорчик М.И. и др. Детали машин в примерах и задачах. – Мн.: Вышэйшая школа, 1981.

2. Кузьмин А.В. и др. Расчёт деталей машин: Справочное пособие. – Мн.: Вышэйшая школа, 1986.

3. Гузенков П.Г. Детали машин: Учебное пособие для студентов. – М.: Вышэйшая школа, 1982.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. - М.: Вышэйшая школа, 1985.

5. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие в двух частях/ А.В. Кузьмин и др. - М.: Вышэйшая школа, 1982.