Проектирование элементов машиностроительного изделия

Министерство  по образованию

Филиал ГОУ  ВПО «Санкт-Петербургский государственный

инженерно-экономический  университет».

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовой работе на тему:

«Проектирование элементов машиностроительного  изделия»

 

 

Выполнила: ___Иванов Иван Иванович_______________

 

студент __2__  курса ____________________________________

 

группа__Эмо-21_____ № зачет. книжки____110/01- 98____

           

Подпись: ____________________________________

 

 

 

Преподаватель: _______Ивлюшина И.М._______________

 

Оценка: _____________Дата: _______________     

Подпись: __________________________

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вологда

2011 г

 

СОДЕРЖАНИЕ 

 

 

 

Выбор варианта

 

Вариант - 98

 

Таблица 1.

Варианты исходных данных для проектирования

А	, кВт	В	, об/мин		Вариант твердости  зубчатой пары  по таблице 5
8	5,0	9	320	4	5

 

1. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

1.1. Выбор электродвигателя

Основными исходными данными для  выбора электродвигателя являются:

• мощность на выходном вала    

                                                   = 5,0 кВт =5,0*10³ Вт;

• частота вращения выходного вала   

                                                    =320 об/мин.

Требуемая мощность электродвигателя  

                            =5,26*10³  кВТ,

где   = 0,97*0,99² = 0,97*0,9801=0,9507– общий КПД редуктора;

=2 – число пар подшипников.

,   

где  =4 – передаточное число зубчатой передачи.

Рекомендуемые значения КПД зубчатой передачи , подшипников приведены в таблице 2.

Таблица 2.

КПД зубчатой передачи, подшипников

Элементы передач	Среднее значение
Зубчатая передача	0,96…0,98
Подшипники качения (одна пара)	0,99

Частота вращения вала электродвигателя:

    об/мин .

Номинальная мощность электродвигателя должна быть

.

Номинальная мощность – это мощность, которую электродвигатель может отдавать длительно, не нагреваясь свыше допустимой температуры.

В общем машиностроении используются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А (4 – порядковый номер серии; А – асинхронный) (таблица 3).

Таблица 3.

Номинальная мощность и частота  вращения двигателей типа 4А

, кВт	Синхронная частота, об/мин
	1500
5,5	4А112M4/1445

 

• обозначение двигателя                                            4А112M4 ;
• номинальная мощность      =5,26 кВт;
• частота вращения при номинальной нагрузке =1280 об/мин.

1.2. Кинематический и силовой расчет редуктора

Частота вращения валов:

• быстроходного принимаем    =1280 об/мин;
• тихоходного)принимаем         =320 об/мин .

Угловые скорости вращения валов:

• входного     

                                      с^-1       ;

• выходного        
•                                        с^{-1       .}

 

 

Зависимости между вращающими моментами на валах используют при расчете передач:

= 1*4=4  ,

                  следовательно,    =36,3*4=145.

Крутящие моменты на валах при :

•       – его направление совпадает с направлением вращения вала, т.к. это момент движущих сил;
•      – его направление противоположно направлению вращения вала, т.к. это момент сил сопротивления.

Результаты проектирования занесли в таблицу 4.

Таблица 4.

Параметры редуктора

Параметры	Вал 1	Вал 2
Частота вращения, об/мин	=1280об/мин	=320об/мин
Угловая скорость, рад/с	=134с-1	=34,5с-1
Крутящий момент, Нм	=36,3Н*м	=145Н*м

2.3. Расчет зубчатой передачи

Зубчатые передачи представляют собой механизм, передающий движение с помощью зубчатых колес (рисунок 2). Зубчатые колеса это тела (цилиндры) с равномерно расположенными выступами (зубьями) и впадинами.

Меньшее из зубчатых колес принято  называть шестерней; большее – колесом.

1.3.1. Определение допускаемых напряжений

Твердость зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи.

 

 

Таблица 5.

Вариант твердости зубчатой пары

Вариант	колесо		шестерня
	твердость	ГОСТ 8479-70	твердость	ГОСТ 8479-70
5	235…277 НВ	КП590 (735)	277…321 НВ	КП735 (880)

Допускаемые напряжения в расчете  на 
контактную выносливость

 

Допускаемые контактные напряжения для  пары сопрягаемых колес устанавливается следующим образом:

    , МПа

где         ,   ;

 – среднее значение твердости;

 – коэффициент безопасности для однородной структуры материала

- для колеса

      

    

- для шестерни

  

  

 

 

Допускаемые напряжения в расчете 
на изгибную выносливость

Этот вид  расчета исключает усталостную  поломку зубьев. Определяют допускаемые напряжения раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, МПа где   – среднее значение твердости;  – коэффициент безопасности.

 

- для колеса

                       

 

- для шестерни

                   

1.3.2. Проектировочный расчет косозубой 
зубчатой передачи

Цель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих выкрашивание рабочей поверхности зубьев в работающей зубчатой паре.

Ориентировочное значение межосевого расстояния

, мм

где   – крутящий момент на колесе, Н м;

 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

 – коэффициент относительной ширины колеса для любых колес при симметричном расположении относительно опор.

   

Округляем по ГОСТ 2185-66 до ближайшего значения a_w=112мм

 

             Модуль передачи     =0,01*112=1,12мм

   Округляем до ближайшего стандартного значения m=2мм

 

Для простановки линейных размеров – диаметров, длин, 
высот и др. стандартом устанавливаются ряды, приведенные 
в таблице 6.

Таблица 6.

Нормальные линейные размеры (ГОСТ 6636-69)

Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40
2,0	2,00	11,0	11,0	63	63	360	360

Все параметры зацепления выражаются через модуль.

Ширина колеса                       =0,4*112=44,8 мм

Ширина шестерни       =44,8+1,5*2=47,8мм

 

Устанавливаем угол наклона зуба:  

            

 

Минимальный угол наклона зуба   .

Затем определяем:

• суммарное число зубьев передачи  
•                      
• Принимаем =111
• число зубьев шестерни             Округляем  =23 ;
• число зубьев колеса     =111-23=88.

Уточняем значение угла наклона  зубьев  

           

Уточняем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

       ,  

     

Производим расчет геометрических параметров зубчатых колес по формулам, приведенным в таблице 7.

Таблица 7.

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

Наименование параметра		Обозначение	Формула
1		2	3
Делительный                 диаметр, мм	шестерни
	колеса

 

2. Межосевое расстояние, мм			=0,5*(46,5+177,8)=0,5*224,3= =112,15
3. Диаметр вершин зубьев,мм	шестерни		=46,5+2*2=46,5+4=50,5
	колеса		=177,8+2*2=181,8мм
4. Диаметр впадин зубьев,  мм	шестерни		=46,5-2,5*2=46,5-5=41,5мм
	колеса		=177,8-2,5*2=177,8-5=172,8

 

1.3.3. Проверочный расчет зубчатой передачи 
на выносливость при изгибе

Для исключения усталостной поломки  зубьев необходимо сопоставить расчетное  местное напряжение от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемые напряжения :

.

Данное условие проверим раздельно  для шестерни и колеса. Расчетное  местное напряжение при изгибе:

• для колеса    
•   

    

     

• для шестерни    ,

где   – коэффициент нагрузки при изгибе;

        

         

 -коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

 

 

  – эквивалентное число зубьев;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;   .

 

 

 

 

 

1.3.4 Конструкции цилиндрических зубчатых колес

Намечают принципиальные соображения  по конструкции зубчатых колес: шестерни и колеса из термоулучшенных сталей.

    Колесо состоит из ступицы, обода и диска. Ступица служит для сопряжения колеса с валом и передачи вращающего момента. Обод воспринимает те усилия, которые прикладываются к зубьям колеса. Диск служит для соединения обода со ступицей.

Конфигурация колеса зависит от технологии получения заготовки. Предполагается, что заготовки получают свободной ковкой в виде сплошных дисков. Для снижения трудоемкости за счет уменьшения объема механической обработки, колеса делают в виде массивных дисков с неглубокими выемками по торцам (рисунок 3 г), либо с невысоким уступом со стороны базового торца (рисунок 3 в). Особенно это целесообразно в отношении колес небольших размеров (до 250 мм). При больших размерах колеса, как правило, делают дисковой конфигурации