Кинематический расчёт механизма.

Оглавление.

 

Задание…………………………………………………………………………….3

Кинематическая схема…………………………………………………………...4

Введение…………………………………………………………………………..5

1. Кинематический расчёт…………………………………………………...6

2. Расчёт передач редуктора на ПК…………………………………………8

3. Компоновка редуктора…………………………………………………...12

4. Расчёт зубчатой передачи………………………………………………...13

5. Проверочный расчёт передач……………………………………………16

6. Составление расчётных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов…………………21

7. Проверочный расчёт вала червяка по коэффициенту безопасности….27

8. Подбор подшипников для червяка………………………………………29

9. Проектировочный расчёт вала червячного колеса…………………….30

10. Проверочный расчёт вала червячного колеса по коэффициенту безопасности………………………………………………………………31

11. Подбор подшипников для вала червячного колеса……………………32

12. Проектировочный расчёт вала косозубого колеса...…………………...34

13. Проверочный расчёт вала зубчатого колеса по коэффициенту безопасности …………………….………………………………………..34

14. Подбор подшипников для вала косозубого колеса……………………..36

15. Расчёт пружин упруго-предохранительной муфты…………………….38

Заключение……………………………………………………………………….40

Список литературы………………………………………………………………41

Приложение………………………………………………………………………42

 

Введение.

Развития всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. Последний в свою очередь напрямую зависит от квалификации и уровня подготовки специалистов. Квалифицированный специалист должен обладать рядом теоретических знаний в различных областях науки и техники, а также практическими умениями и навыками. Добиться этого можно только путём решения различных теоретических и практических задач.

Выполнение курсовых работ и проектов по различным техническим предметам ставит перед будущим специалистом такие задачи, а выполнение курсового проекта, к примеру, по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, деталей машин, материаловедения, черчения, метрологии.

Задачей выполнения данного проекта является расчёт и проектирование привода к винтовым смесителям.

Для выполнения этого курсового проекта были поставлены следующие цели:

1. Получить новые теоретические знания и подробнее изучить ранее приобретённые;

2. Более подробное изучение и практическое применение графического редактора «Компас-7»

3. Освоить методику проведения необходимых теоретических расчётов.

4. Работа со справочной литературой.

 

Компоновка редуктора.

Произведём компоновку редуктора с помощью ПК. Компоновка прилагается к данной расчётно-пояснительной записке.

 

Расчёт зубчатой передачи.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ К РАСЧЕТУ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

 

РЕКОМЕНДУЕМЫЕ СОЧЕТАНИЯ ТВЕРДОСТЕЙ ЗУБЬЕВ

 

ШЕСТЕРНЯ ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО

 

HB 320 HB 250

 

HRC 46 HB 290

 

HRC 62 HRC 45

 

ЕСЛИ ВЫ ОЗНАКОМИЛИСЬ С ТВЕРДОСТЬЮ ВВЕДИТЕ ЦИФРУ 1

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЕ ЧИСЛА ОБОРОТОВ ВАЛА ШЕСТЕРНИ

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЕ ЧИСЛА ОБОРОТОВ ВАЛА КОЛЕСА

ВВЕДИТЕ ВРЕМЯ РАБОТЫ МЕХАНИЗМА В ЧАСАХ

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЕ УГЛА НАКЛОНА ПЕРЕДАЧИ B1

0.35

 

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА

703.9027099609375

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

565.1050415039062

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

571.053466796875

 

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА

1124.399291992188

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

644.4180297851562

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

792.6341552734375

 

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА

1902.181518554688

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА

1104.934204101562

ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА

1353.202026367188

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЯ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ В МПа К РАСЧЕТУ

В ПОРЯДКЕ ИЗМЕНЕНИЯ СОЧЕТАНИЙ ТВЕРДОСТЕЙ

571.053

792.634

1353.202

 

 

РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

 

ВВЕДИТЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЕ ЗНАЧЕНИЕ УГЛА НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B РАДИАНАХ

0.21

ВВЕДИТЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО СТУПЕНИ

ВВЕДИТЕ ВЕЛИЧИНУ МОМЕНТА КРУТЯЩЕГО В Н*М НА ВЕДОМОМ ВАЛУ

ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

810.44

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЭКВИВАЛЕНТНОСТИ E

0.805

ВВЕДИТЕ ЗНАЧЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ШИРИНЫ ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА P

0.315

РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 571.052978515625 МПа

 

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 180 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 3.150000095367432 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 56

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 56

 

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 180 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 186.3000030517578 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 180 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 186.3000030517578 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 62.70000076293945 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 56.70000076293945 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3=.2003347426652908 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 8971.5556640625 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 3265.646240234375 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1821.751098632812 H

 

 

РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 792.6339721679688 МПа

 

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 160 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2.5 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 63

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 62

 

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 161.2799987792969 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 166.2799987792969 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 158.7200012207031 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 163.7200012207031 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 56.40000152587891 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 50.40000152587891 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3=.2169314622879028 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 10174.3955078125 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 3703.47998046875 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 2242.43310546875 H

 

РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 1353.202026367188 МПа

 

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 100 ММ

МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2 ММ

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 49

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 49

 

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 100 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 104 ММ

ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 100 ММ

ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 104 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 37.5 ММ

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 31.5 MМ

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3=.2003347426652908 РАД

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0

ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 16148.7998046875 H

РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 5878.1630859375 H

ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 3279.152099609375 H

 

Проверочный расчёт передач.

Выполним проверочные расчёты червячной пары.

Расчёт на контактную выносливость.

Условие контактной выносливости выглядит следующим образом

[ ],

где d₂ =305 мм. – делительный диаметр червячного колеса, d_w1 =55 мм. – диаметр начальной окружности червяка, Т_р – рабочий крутящий момент, который находится следующим образом

Н∙м. Н∙мм.

[ σ_H ] находим по таблице 7.3 стр.214 [4]

[ σ_H ]= _.=285^.0.9^.1.13=290 МПа.

МПа.

σ_H < [ σ_H ], то есть условие выполняется.

Расчёт на изгиб.

Условие прочности на изгиб следующее

,

где Y_F – коэффициент формы зуба определяется по эквивалентному числу зубьев

;

– угол подъёма витка червяка на начальном цилиндре, определяемый следующим образом

; ; ; ;

мм.; мм.; 10583.61 Н.

K_FД – коэффициент долговечности при изгибе

,

где K_FE – коэффициент эквивалентности, равный 0,87; N_FG =10⁶ циклов – база изгибных напряжений; N – наработка, определяемая следующим образом:

циклов

Находим K_FД

K – коэффициент нагрузки, который находится следующим образом

,

где K_β – коэффициент концентрации нагрузки, определяемый так

,

где x – коэффициент режима, определяемый по таблице 4.1 стр.77 [4]: x =0,75; θ – коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 7.4 стр.215 [4]: θ =72.

K_V = K_HV – коэффициент динамичности, определяемый по таблице 4.11 стр.96: K_V =1,06

МПа.

определяем по таблице 7.3 стр.214 [4]

,

МПа.

< , то есть условие выполняется.

Расчёт по перегрузкам.

На статическую контактную прочность.

(по условию задания), МПа.

определяем по таблице 7.3 стр.214 [4].

МПа, < , то есть условие выполняется.

На изгибную статическую прочность.

, МПа.

МПа (по таблице 7.3 стр.214 [4])

< , то есть условие выполняется.

Таким образом, все условия выполняются, следовательно, передача является работоспособной.

 

Далее выполним проверочные расчёты для цилиндрической косозубой пары.

Расчёт на контактную выносливость.

Условие прочности на контактную выносливость выглядит следующим образом

,

K=270 – для косозубых передач; b₂=56.7 – ширина венца зуб. колеса; a =180 – межосевое расстояние; U =1 – передаточное число.

МПа

Н^.мм

[ σ_Н ] определяем по таблице 4.6 стр.90 [4]

,

где S_H =1,1 (по таблице 4.6 стр.90 [4]) – коэффициент безопасности.

МПа.

МПа, < , то есть условие выполняется.

Расчёт на изгиб.

Условие прочности на изгиб представляет собой следующее

,

где m_n =3,15 мм. –модуль; b =56,7 мм. – ширина зубчатого венца; F_t =8971.6 Н – окружная сила в зацеплении; Y_F – коэффициент формы зуба определяем по биэквивалентному числу зубьев из таблицы 4.13 стр.101 [4]

,

где z =56 – количество зубьев; β =11 – угол наклона линии зуба

Y_β – коэффициент наклона зуба

K_FД – коэффициент долговечности по изгибу;

K_FE =0.87;

N_FG=4^.10⁶ – база изгибных напряжений;

K_F – коэффициент нагрузки, который можно найти следующим образом

,

где K_Fα =0.91 (стр.92) – коэффициент распределения нагрузки;

K_Fβ =1,06 – коэффициент концентрации нагрузки; K_HV =1,1 (из таблицы 4.11 стр.96 [4]) – коэффициент динамичности.

 

МПа.

[ σ_F ] определяем по таблице 4.6 стр.90 [4]

,

где S_F =1,75 (по таблице 4.6 стр.90 [4]) – коэффициент безопасности.

МПа.

МПа, < , то есть условие выполняется.

Расчёт по перегрузкам.

На статическую контактную прочность.

МПа.

определяем по таблице 4.6 стр.90 [4].

МПа, < , то есть условие выполняется.

На изгибную статическую прочность.

МПа.

МПа (по таблице 4.6 стр.90 [4])

< , то есть условие выполняется.

Таким образом, все условия выполняются, следовательно, передача является работоспособной.

 

 

Расчёт пружин упруго-

Предохранительной муфты.

Определим окружную силу в зону контакта

Где D_c – средний диаметр зоны контакта

Осевая сила развиваемая пружиной

Предельное значение осевой силы пружина должна развивать в момент срабатывания муфты

табл. 15.9 [4], D_с=(3..5)d_в=150 мм

Нм

После срабатывания муфты и возвращения к номинальному режиму пружна должна обеспечивать включение муфты, преодолевая добавочное сопротивление от составляющей силы трения

Н

Работоспособность муфты проверяют по величине среднего давления на поверхности соприкосновения

где в =(0,15…0,25)D_c =30 мм.

МПа

[p]=0,3…0,4 МПа

Расчёт параметров пружины:

Усилие на одну пружину

Н

z=6 количество пружин

Сила действующая на одну пружину при работе муфты

Н

Выбираем для пружины стальную углеродистую проволоку II класса и из табл. 16.1 [4] находим МПа

Находим диаметр проволоки

К-коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков и поперечной силы

с=6 – индекс пружины

мм.

Принимаем диаметр проволоки 4 мм.

Определяем число рабочих витков

G - модуль сдвига, для стали = МПа

- осадка пружины = 30

D₀ – средний диаметр пружины = с^.d=24 мм.

Полное число витков

z₁=z+(1,5…2)=10

Шаг пружины

мм.

S_p – зазор между витками S_p=0,1d=0,4

 

 

Заключение.

Таким образом, привод к винтовым смесителям, спроектированный в ходе выполнения данного курсового проекта, является вполне работоспособным. На это указывают вышеприведённые расчёты, выполненные в соответствии с рекомендациями разнообразной справочной литературы, а также чертежи, приведённые в графической части данного проекта. Кроме этого, результатом работы можно считать получение новых теоретических знаний и более подробное изучение ранее приобретённых знаний в курсе «Детали машин», «Инженерная графика» и др.; освоение работы над чертежами в графическом редакторе «Компас», а также детальное изучение назначения и работы как всего механизма в целом, так и его составных частей в отдельности.

 

Список литературы.

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.

Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с., ил.

2. Кузьмин А.В. и др.

Расчёты деталей машин: Справ. пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986. – 400 с., ил.

3. Решетов Д.Н.

Детали машин: Учебник для вузов. – 3-е изд., испр. и перераб. – М.: Машиностроение, 1975.

4. Чернавский С.А. и др.

Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. – 5-е изд., перераб и доп. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с., ил.

 

 

Оглавление.

 

Задание…………………………………………………………………………….3

Кинематическая схема…………………………………………………………...4

Введение…………………………………………………………………………..5

1. Кинематический расчёт…………………………………………………...6

2. Расчёт передач редуктора на ПК…………………………………………8

3. Компоновка редуктора…………………………………………………...12

4. Расчёт зубчатой передачи………………………………………………...13

5. Проверочный расчёт передач……………………………………………16

6. Составление расчётных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов…………………21

7. Проверочный расчёт вала червяка по коэффициенту безопасности….27

8. Подбор подшипников для червяка………………………………………29

9. Проектировочный расчёт вала червячного колеса…………………….30

10. Проверочный расчёт вала червячного колеса по коэффициенту безопасности………………………………………………………………31

11. Подбор подшипников для вала червячного колеса……………………32

12. Проектировочный расчёт вала косозубого колеса...…………………...34

13. Проверочный расчёт вала зубчатого колеса по коэффициенту безопасности …………………….………………………………………..34

14. Подбор подшипников для вала косозубого колеса……………………..36

15. Расчёт пружин упруго-предохранительной муфты…………………….38

Заключение……………………………………………………………………….40

Список литературы………………………………………………………………41

Приложение………………………………………………………………………42

 

Введение.

Развития всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. Последний в свою очередь напрямую зависит от квалификации и уровня подготовки специалистов. Квалифицированный специалист должен обладать рядом теоретических знаний в различных областях науки и техники, а также практическими умениями и навыками. Добиться этого можно только путём решения различных теоретических и практических задач.

Выполнение курсовых работ и проектов по различным техническим предметам ставит перед будущим специалистом такие задачи, а выполнение курсового проекта, к примеру, по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, деталей машин, материаловедения, черчения, метрологии.

Задачей выполнения данного проекта является расчёт и проектирование привода к винтовым смесителям.

Для выполнения этого курсового проекта были поставлены следующие цели:

1. Получить новые теоретические знания и подробнее изучить ранее приобретённые;

2. Более подробное изучение и практическое применение графического редактора «Компас-7»

3. Освоить методику проведения необходимых теоретических расчётов.

4. Работа со справочной литературой.

 

Кинематический расчёт механизма.

Кинематический расчёт начинается с выбора электродвигателя.

Условие для выбора электродвигателя следующее

В техническом задании указана P(мощность на каждом валу смесителя), отсюда

кВт

На основании требуемой мощности по каталогу выбирается электродвигатель с частотой вращения вала предпочтительно из ряда синхронных частот:

n_c = 750; 1000; 1500; 3000 (об/мин).

В данном случае принимаем P_{эд. ГОСТ} > P_эд

кВт.

Произведём выбор электродвигателя

1500 1000

132М4/1420 132М6/960,

где 1420 и 960 – частоты вращения валов электродвигателей.

В качестве рабочего примем двигатель 132М6 с n_{эд .}=960 об/мин. и U₀ =32.

Общее передаточное число привода должно быть разбито между составляющими привод передачами следующим образом

,

где U₁ – передаточное отношение червячной пары, принимаемое в пределах 12,5…63. Примем U₁ =32, т.к. U₂ – передаточное отношение одинаковых зубчатых колёс с

Найдём величины частот вращения и крутящих моментов валов данного механизма:

об/мин.; об/мин.; об/мин.

Н∙м.;

Н∙м.;

Далее определим суммарное время работы механизма t_∑, а также коэффициенты эквивалентности

ПВ%/100%,

где L =5 лет – срок службы механизма; К_Г =0,5 – коэффициент годового использования механизма; К_С =0,3 – коэффициент суточного использования механизма; ПВ =100%– продолжительность включения механизма в процентах.

Тогда

часов.

Коэффициенты эквивалентности определяются следующим образом