Курсовая работа: Машинный агрегат

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
3. Выбор материалов зубчатых передач
4. Расчет зубчатых передач редуктора
4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи
4.2 Расчет закрытой червячной передачи
5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
6.4 Предварительный выбор подшипников качения
Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Определение критерия технического уровня редуктора
Срок службы (ресурс) L h
, ч, определяется по формуле;
где L г
– срок службы привода, 5 года;
t c
– продолжительность смены, 8 ч;
Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.
Рабочий ресурс привода примем L h
=4700 ч.
Р рм
= 7 кВт – мощность рабочей машины.
Определим требуемая мощность электродвигателя,
где η – коэффициент полезного действия,
η пк
= 0,99 КПД подшипников качения;
η зп
= 0,97 КПД закрытой цилиндрической передачи;
Выберем тип электродвигателя по Р тр
. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый асинхронный серии АИ закрытый, АИР132М4.
2.2 Определим передаточное число привода и его ступеней
;
n ном
– номинальная частота вращения двигателя;
n 3
– частота вращения приводного вала рабочей машины,
Принимаем предел передаточных чисел;
Примем передаточное число червячной передачи u ч
= 10, тогда
Примем передаточное число цилиндрической передачи u ц
= 4.
3. Выбор материалов зубчатых передач

Выбор материалов колес для цилиндрической передачи.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни, назначим больше твёрдости колеса. Для уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора примем значения твёрдости рабочей поверхности зубьев завышенными. Материалы для колёса и шестерни выберем, легированные стали: По табл.3.3 [1.] принимаем:
Шестерня - Сталь 12ХН3А 55…59 HBС, термообработка цементация, D пред
= 125 мм. Средняя твердость , НВ = 570.
Колесо - Сталь 40Х улучшение 235…262 HB 2
, термообработка улучшение, S пред
= 125 мм. Средняя твердость , НВ = 455.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
Определяем коэффициент долговечности K HL
:
где N HO
2
=68 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;
N 2
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
где N HO
1
=114 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;
N 1
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
Определим допускаемое контактное напряжение [σ] НО
.
Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса.
Так как передача цилиндрическая прямозубая при НВ ср1
-НВ ср2
>70, то дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.
Определим допускаемое напряжение изгиба.
Рассчитаем коэффициент долговечности:
где N FO
= 4∙10 6
– число циклов перемены напряжения для всех сталей,
наработка за весь срок службы: для шестерни циклов, для колеса циклов.
Так как N 1
>N FO
и N 2
>N FO
, то коэффициент долговечности K FL
= 1.
По таблице 3.1 допускаемые напряжения изгиба, соответствующие числу циклов перемены напряжения:
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:
дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.
Выбор материалов колес для червячной передачи.

Червяки изготавливают из тех же сталей что и шестерни зубчатых передач. Материал червяка назначают по таблице 3.1, 3.2 [1], а термообработку принимают в зависимости от мощности на валу. При Р = 11 кВт > 1 кВт, с целью повышения КПД принимаем;
Червяк - Сталь 12ХН3А 50…55 HBС, термообработка цементация, D пред
= 125 мм. Средняя твердость , НВ = 505.
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения определяется по формуле:
В соответствии со скоростью скольжения из группы 1 принимаем материал колеса;
Колесо – БрО10Н1Ф1 (центробежное литье), σ в
= 285 Н/мм 2
, σ т
= 165 Н/мм 2
.
Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения определяют по табл. 3.6. так как группа материалов 1, а твердость червяка > 45 HRC, то определяем по формуле;
где С υ
= 0,94, коэффициент, учитывающий износ колес,
где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса;
4.1 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи

u = 4 - передаточное отношение пары.
Принимаем ближайшее по ГОСТ 2185-66 а w
= 180 мм.
где К m
=6,8 – вспомогательный коэффициент;
[σ] F
=469 Н/мм 2
– допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Фактическое значение передаточного числа
Определим фактическое межосевое расстояние:
Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса. Полученные значения сведём в таблицу 4.1.
Проверка зубьев по контактным напряжениям:
где К Н
= К Н
b
´ К Н
a
´ К Н
n
- коэффициент нагрузки.
По таблице 4.2 при м/с и 9 степени точности К Н
a
=1– коэффициент учитывающий распределенные нагрузки.
По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем К Н
v
= 1,051;
К – вспомогательный коэффициент, К=436;
s Н
= 1011 МПа < [s] Н
=1127 Н/мм 2

в передаче имеется недогрузка которая не должна превышать 10 %;
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

где F t
– окружная сила в зацепление, Н;
К Fα
=1 – коэффициент, учитывающий распределенные нагрузки;
К Fβ
=1 – коэффициент неравномерности нагрузки;
К Fυ
=1,13 – коэффициент динамической нагрузки;
Y β
= - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
Y F
1
и Y F
2
– коэффициент формы зуба шестерни и колеса:
5 .1 Определим силы в зацеплении закрытых передач

В проектируемом приводе цилиндрические пары с углом наклона зуба β=0 0
, угол зацепления принят α=20 0
.
В проектируемом приводе учитывается нагрузка вызываемая муфтами соединяющая редуктор с кормоприготовительным комбайном и двигатель с редуктором.
Выберем муфту втулочно-пальцевую 250-38-1.1-32 – 11.2-У2 ГОСТ 21424-75
Выберем муфту цепную 2000-80-1.1×80-1.2-У3 ГОСТ 20742-81,
5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

6.2 Определение допускаемых напряжений на кручение

Предварительный расчет на кручение проводится по пониженным допускаемым напряжениям. Для стали 45 - [ t
к

] = 10…20 Н
/ мм 2

без учёта влияния изгиба.
6.3
Определение геометрических параметров валов

Наименьший диаметр при допускаемом напряжении.
Входной элемент открытой передачи (под шкив плоскоременной передачи):
Примем длину ступени под полумуфту l
м

= 58 мм стр. 401.
где t
=2,5 мм
значение наименьшей величины бурта.
Примем длину ступени под подшипник l
п

= мм
.
Примем длину ступени под подшипник l
п

= мм
.
где r
= 3 мм
значение наименьшей величины бурта.
Выходной элемент вала (под полумуфту):
где t
=3,5 мм
значение наименьшей величины бурта.
где r
= 3,5 мм
значение фаски подшипника.
6.4 Предварительный выбор подшипников

По полученным данным при вычерчивании валов (габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника). принимаем:
Роликовые конические – типа 7000, средняя широкая серия α=12 0
.
Роликовые конические – типа 7000, легкая серия α=12 0
.
Шариковые радиальные однорядные – типа 100, особолегкая серия.
7.1 Определим реакцию опор в подшипниках быстроходного вала

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
Эпюры и схема нагружения подшипников быстроходного вала.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
7.2 Определим реакцию опор в подшипниках среднего вала

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
Эпюры и схема нагружения подшипников нейтрального вала.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
7.3 Определим реакцию опор в подшипниках тихоходного вала.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
:
Эпюры и схема нагружения подшипников тихоходного вала.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
:
Определяем суммарные радиальные реакции, Н
:
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
Определим осевые нагрузки подшипников. Так как и , то Н
, Н
.
По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
X
–
коэффициент радиальной нагрузки, X
= 0,4;
Y
– коэффициент осевой нагрузки, Y
= 2,096;
К б

– коэффициент безопасности, К б

=1,2;
К т

– температурный коэффициент, К т

=1;
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
Определим осевые нагрузки подшипников.
По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
К б

– коэффициент безопасности, К б

=1,2;
К т

– температурный коэффициент, К т

=1,0;
X
– коэффициент радиальной нагрузки, X
= 0,4;
Y
– коэффициент осевой нагрузки, Y
= 1,46;
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
где m – показатель степени, m=3,33;
Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.
Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
где V
– коэффициент вращения, V
=1;
К б

– коэффициент безопасности, К б

=1,2;
К т

– температурный коэффициент, К т

=1,0;
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40 X
нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [ s
CM

] = 60 МПа, при стальной ступице [ s
CM

] = 120 МПа.
Напряжение смятия и условие прочности:
где h
, t
1

– стандартные размеры;
Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).
d
= 32 мм
, b
´
h
= 10´8 мм
, t
1

= 5 мм
, длина шпонки l
= 50 мм
, момент на валу F t

=2583 Н
.
Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).
d
= 60 мм
, b
´ h
= 18´11 мм
, t
1

= 7 мм
, длина шпонки l
= 32 мм
, момент на валу F t

=4058 Н
.
Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).
d
= 105 мм
, b
´ h
= 28´14 мм
, t
1

= 10 мм
, длина шпонки l
= 62 мм
, момент на валу F t

=12986 Н
.
Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.
d
= 80 мм
, b
´ h
= 22´14 мм
, t
1

= 9 мм
, длина шпонки l
= 114 мм
, момент на валу F t

=12986 Н
.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2
– является наиболее нагруженным участком.
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М 2

= 188 Н
× м
;
W
нетто

– осевой момент сопротивления,
где М к

– крутящий момент в опасном сечении, М к

= 62 Н
× м
;
W
рнетто

– полярный момент инерции,
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
где σ -1

, τ -1

– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ -1

= 420 Н
/ мм 2

, τ -1

= 0,58 σ -1

= 244 Н
/ мм 2

;
( К σ

) D

, ( К τ

) D

– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
где К σ

– коэффициент концентраций напряжений, К σ

=1,7;
К τ

– коэффициент концентраций напряжений, К τ

=1,55;
К
d

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d

=0,7;
К
F

– коэффициент влияния шероховатости, К
F

=1,5:
Определим коэффициент запаса прочности,
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2
– является наиболее нагруженным участком.
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М 2

= 590 Н
× м
;
W
нетто

– осевой момент сопротивления,
где М к

– крутящий момент в опасном сечении, М к

= 467,5 Н
× м
;
W
рнетто

– полярный момент инерции,
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
где σ -1

, τ -1

– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ -1

= 420 Н
/ мм 2

, τ -1

= 0,58 σ -1

= 244 Н
/ мм 2

;
( К σ

) D

, ( К τ

) D

– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
где К σ

– коэффициент концентраций напряжений, К σ

=1,7;
К τ

– коэффициент концентраций напряжений, К τ

=1,55;
К
d

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d

=0,67;
К
F

– коэффициент влияния шероховатости, К
F

=1,5:
Определим коэффициент запаса прочности,
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.
где М
– суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М 2

= 940,5 Н
× м
;
W
нетто

– осевой момент сопротивления,
где М к

– крутящий момент в опасном сечении, М к

= 1870 Н
× м
;
W
рнетто

– полярный момент инерции,
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
где σ -1

, τ -1

– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ -1

= 380 Н
/ мм 2

, τ -1

= 0,58 σ -1

= 220 Н
/ мм 2

;
( К σ

) D

, ( К τ

) D

– коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
где К σ

– коэффициент концентраций напряжений, К σ

=2,15;
К τ

– коэффициент концентраций напряжений, К τ

=2,05;
К
d

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К
d

=0,62;
К
F

– коэффициент влияния шероховатости, К
F

=1:
Определим коэффициент запаса прочности,
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Определим температуру масла в редукторе,
где Р 1

– мощность на быстроходном валу редуктора, Р 1

= 11 кВт
;
η
– коэффициент полезного действия, η
= 0,72;
К
t

– коэффициент теплопередачи, К
t

= 10;
А
– площадь теплоотдающей поверхности, А
= 0,56;
t
в

– температура вне корпуса, t
в

= 20 0
;

Название: Машинный агрегат
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 13:23:41 28 мая 2010 Похожие работы
Просмотров: 121
Комментариев: 14
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Машинный агрегат
Диссертация Жұмыстар География Бойынша
Выборы Курсовая Работа
Реферат: Аллюминий 2
Курсовая работа по теме Система государственного стратегического планирования в РФ
Курсовая работа по теме Информационные системы в образовании
Диссертация Город
Темы Сочинения Языка 9 Класс
Курсовая Работа На Тему Вибір Оптимальних Технологічних Параметрів Виробництва Шамотних Вогнетривів І Їх Взаємозв’Язок З Основними Властивостями Виробів
Курсовая работа: Макроэкономическая нестабильность в рыночной экономике
Реферат: Педагогическое воздействие. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Сравнительный анализ известных технологий производства коллекторных полос из кадмиевой бронзы
Курсовая работа: Состояние и перспективы развития инновационного бизнеса в Республике Беларусь
Курсовая работа по теме Расчёт прочности элементов конструкции летательного аппарата с использованием ЭВМ
Дипломная Работа На Тему Облік Перельотів Пасажирів Авіакомпанії
Реферат: Мышление и речь 7
Дипломная работа по теме Проектирование организационной структуры на примере ОАО 'МТС'
Дипломная работа: Сотрудничество Российской Федерации со странами Центрально-Азиатского региона
Курсовая работа по теме Психолого-педагогические аспекты проблемы компьютерной игровой зависимости детей 6-7 лет
Почему Нужно Анализировать Свои Ошибки Сочинение
Контрольная Работа 1 Математика 6 Класс Мерзляк
Доклад: Долуханова Зара Александровна
Реферат: Смысл Рождества
Учебное пособие: Работа с Word 98