Тольяттинский политехнический институт

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине

Детали машин

Руководитель: Журавлева В. В.

Студент: Анонимов С. С.

Группа: Т – 403

………«………»….…….2000 г.

Тольятти 2000 г.

Содержание

вариант 6.5.

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.

;

;

;

.

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.

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.