Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов и машин' содержит: 34 страницы, 2 таблицы, 3 рисунка, 6 источников. Объект исследования: привод к общего назначения
| Вид материала | Пояснительная записка |
Содержание4.5Расчет валов 4.6Выбор подшипников 4.7Расчет основных размеров корпуса и крышки 4.7.2Конструирование вспомогательных элементов корпуса |
- Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов, 375.77kb.
- Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине: "Теория механизмов, 22.29kb.
- Пояснительная записка к курсовому проекту на тему : Привод с цилиндрическим двухступенчатым, 145.44kb.
- Н. П. Огарёва факультет светотехнический Кафедра экономики и управления на предприятии, 529.21kb.
- Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин и механизмов, 575.22kb.
- Пояснительная записка к курсовому проекту на тему №13: «Цех по ремонту строительных, 141.43kb.
- Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине: «Объектно-ориентированное, 43.57kb.
- Государственная Академия Управления имени С. Орджоникидзе Институт национальной и мировой, 399.35kb.
- Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «методы оптимизации», 29.18kb.
- Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине " системный анализ", 565.1kb.
4.5Расчет валов
входной вал
d³ =27,3 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=35 мм (с учетом действия на вал силы натяжения ременной передачи Q=2717 Н);
промежуточной вал
d³ =35,4 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=40 мм;
выходной вал
d³ =112,5 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=130 мм (с учетом размещения на валу муфты).
4.6Выбор подшипников
входной вал
Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7307 ГОСТ 333-79
d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; C=48100 Н; =35300 Н;
промежуточной вал
Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7308 ГОСТ 333-79
d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; C=61000 Н; =46000 Н;
выходной вал
Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7526 ГОСТ 333-79
d=130 мм; D=230 мм; B=64 мм; C=387000 Н; =429000 Н;
4.7Расчет основных размеров корпуса и крышки
4.7.1Конструирование основных элементов корпуса
Толщина стенки основания корпуса
= = 9,7 мм ,
где - максимальный вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем s=10 мм.
Толщина стенки крышки корпуса
= 0,9·10=9 мм.
Принимаем =9 мм.
……………
4.7.2Конструирование вспомогательных элементов корпуса
Размеры проушин
- толщина проушины
S = 2s = 2·10 = 20 мм.
…….
5Проверочные расчеты
5.1Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2)
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка на усталостную прочность
Расчетное условие:
==500 МПа (см. проектировочный расчет)Рассчитываем контактное напряжение в полюсе зацепления при номинальной нагрузке
,
где
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. ===1,73;=275 (сочетание материалов сталь-сталь); 
,
=cos
=·0,96= 1,685,== 0,77По известным параметрам передачи уточняем значения коэффициентов
при = = 0,39,
1,05 [3, табл. 20]
0,002 (зубчатые колеса косозубые или шевронные, прирабатывающиеся) [3, табл. 22]
73 [3, табл. 21]
=
==2,3 
,принимаем
=2,3 (т.к. не превышает величину 
); [3, табл. 23]
= 
= =80,9 ;
==1,0
1,14 (косозубые или шевронные передачи при степени точности 9)
=
=1,14·1,0·1,05=1,2
= 459 МПа.459<500 – контактная выносливость обеспечена.
2.2 Проверка на изгибную усталостную прочность
Расчетное условие:
Допускаемое изгибное напряжение определяем по формуле
,где
=
- предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения;
=
- коэффициент безопасности; - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба; - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности; - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
- коэффициент долговечности.
,где
- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;m – показатель степени.
Принимаем:
=1 (модуль m=2,5 мм);=1 (принято Rа=1,25…0,63);=1 (диаметр колес < 500 мм);=1 (переходная поверхность не шлифуется);=1 (деформационное упрочнение переходной поверхности не предусматривается);=1 (приложение нагрузки одностороннее).Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в общем случае разная, поэтому для дальнейшего расчета необходимо установить «слабый» элемент, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отношение
, а «слабым» элементом будет то зубчатое колесо пары, для которого данное отношение меньше.Допускаемое изгибное напряжение для шестерни:
=4
(для всех сталей)m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350)
=
= = 101
.
=== 0,58 <1,принимаем =1.=2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24]=1 (способ получения заготовки поковка)=2,2·1= 2,2=1,8HB=1,8·250= 450 МПа [3, табл. 24]
= = 450 МПа.== 205 МПа.
Допускаемое изгибное напряжение для колеса:
Предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения
=4 (для всех сталей)= = 45
;m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350)
=== 0,67 <1,принимаем =1.=2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24]=1 (способ получения заготовки поковка)=2,2·1= 2,2=1,8HB=1,8·240= 432 МПа [3, табл. 24]= = 432 МПаДопускаемое изгибное напряжение
== 196 МПа.
Определяем более «слабый» элемент
- безразмерный коэффициент, величина которого зависит от формы зуба (ширины основания, фактической высоты головки, ножки зуба, фактического угла зацепления, формы галтели). Значение коэффициента принимается по ГОСТ 21354-75.=3,94 (= = = =39) [3, табл. 4]
=3,62 (= = = =86) [3, табл. 4]
= = 52; = = 54.
Более «слабым» элементом является шестерня 1, по которой и ведется дальнейший расчет.
Расчетное изгибное напряжение при номинальной нагрузке определяем по формуле
==,где
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
- коэффициент динамичности нагрузки. Принимается: ==3,94 (см. выше);
== =0,88;
при = =0,39,
=1,1 [3, табл. 20]=,где n – степень точности по нормам контакта по ГОСТ 1643-72, n=9;
- торцевой коэффициент перекрытия, =1,685 (см. выше);= =1,0073 [3, табл. 21]
0,006 (зубчатые колеса косозубые или шевронные) [3, табл. 22]
= 7 ;принимаем
=7 (т.к. не превышает величину ); [3, табл. 23]
= 
= =77,1 ;=
= 1,09.Остальные данные см. проектировочный расчет.
= = 145 МПа.145<205 – изгибная выносливость обеспечена.
2.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное контактное напряжение
,где
= 459 МПа (см. выше);
- коэффициент перегрузки,=
= = 2,62
= = 743 МПа.Допускаемое контактное напряжение
=2,8бт=2,8·550= 1540 МПа743 < 1540 – контактная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.
2.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное изгибное напряжение
,где
= 145 МПа (см. выше);= 2,62 (см. выше)
= = 380 МПа.Допускаемое изгибное напряжение
=2,75HB=2,75·250= 688 МПа,380 < 688 – изгибная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.