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 поршневому насосу
| Вид материала | Пояснительная записка |
- Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов, 345.53kb.
- 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.
- 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.
- Пояснительная записка к курсовому проекту на тему «Машина Тьюринга» по дисциплине, 256.01kb.
4.5 Проектировочный расчет валов
входной вал
d³ =25,3 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=45 мм (с учетом размещения на валу муфты);
промежуточный вал
d³ =29,2 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=30 мм;
выходной вал
d³ =36,4 мм;
Принимаем диаметр под подшипник dп=40 мм (с учетом действия на вал окружной силы цепной передачи Ft=1768,12 Н).
4.6 Выбор подшипников
входной вал
Принимаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные со скосом на одном из колец № 46309 ГОСТ 831-75
d=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; C=48100 Н; =37700 Н;
промежуточной вал
Принимаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные со скосом на одном из колец № 46306 ГОСТ 831-75
d=30 мм; D=72 мм; B=19 мм; C=25600 Н; =18700 Н;
выходной вал
Принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные № 308 ГОСТ 8338-75
d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; C=31900 Н; =22700 Н;
4.7Расчет основных размеров корпуса и крышки
4.7.1Конструирование основных элементов корпуса
Толщина стенки основания корпуса
= = 4,3 мм ,
где - максимальный вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем s=6 мм.
Толщина стенки крышки корпуса
= 0,9·6=5,4 мм.
Принимаем =6 мм.
Рисунок - Размеры верхнего пояса фланца основания корпуса и фланца крышки корпуса
…………………..
4.7.2Конструирование вспомогательных элементов корпуса
Размеры проушин
- толщина проушины
S = 2s = 2·6 = 12 мм.
Принимаем S=12 мм.
……………..
5Проверочные расчеты
5.1Расчет конической прямозубой передачи(1-2)
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка на усталостную прочность
Расчетное условие:
==536,36 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;- коэффициент переменности шага.
=1,77 (для прямозубых колес при 
=20°);=275 (сочетание материалов сталь-сталь);
,
=== 1,731,== 0,87По известным параметрам передачи уточняем значения коэффициентов
Расчет коэффициентов ведем по средним диаметрам зубчатых колес
=59,94 мм (см. выше)
=140,00-24·0,8479=95,91 мм;
,
где - конусное расстояние (длина дистанции) в зацеплении конических зубчатых колес,
= = 82,55 мм
=1– = 0,71
при = = 0,27,
= 1,09 [3, табл. 20]
0,006 (зубчатые колеса прямозубые, прирабатывающиеся) [3, табл. 22]
56 [3, табл. 21]
=
== 5,3 
,принимаем
=5,3 (т.к. не превышает величину 
); [3, табл. 23]
= 
= =102,1 ;
==1,1
=
=1,1·1,09=1,2
= 512 МПа.512<536,36 – 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)
=
= = 295
.
=== 0,49 <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=1,8·280= 504 МПа [3, табл. 24]
= = 504 МПа.== 229 МПа.
Допускаемое изгибное напряжение для колеса:
Предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения
=4 (для всех сталей)= = 184
;m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350)
=== 0,53 <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=1,8·260= 468 МПа [3, табл. 24]= = 468 МПаДопускаемое изгибное напряжение
== 213 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.=3,8 (= = = =41) [3, табл. 4]
=3,6 (= = = =106) [3, табл. 4]
= = 60; = = 59.
Более «слабым» элементом является колесо 2, по которому и ведется дальнейший расчет.
Расчетное изгибное напряжение при номинальной нагрузке определяем по формуле
==,где
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
- коэффициент динамичности нагрузки.Принимается: ==3,6 (см. выше)
при = =0,27,
= 1,2 [3, табл. 20]56 [3, табл. 21]
0,016 (зубчатые колеса прямозубые) [3, табл. 22]=
==14 ,принимаем
=14 (т.к. не превышает величину ); [3, табл. 23]
= 
= =112,4 ;=
= 1,12.Остальные данные см. проектировочный расчет.
= = 175 МПа.175<213 – изгибная выносливость обеспечена.
2.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное контактное напряжение
,где
= 512 МПа (см. выше);
- коэффициент перегрузки,=
= = 2,22
= = 763 МПа.Допускаемое контактное напряжение
=2,8бт=2,8·600= 1680 МПа763 < 1680 – контактная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.
2.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное изгибное напряжение
,где
= 175 МПа (см. выше);= 2,22 (см. выше)
= = 389 МПа.Допускаемое изгибное напряжение
=2,75HB=2,75·260= 715 МПа,389 < 715 – изгибная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.