ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
4
Изм
Введение
«Детали машин» являются первым из расчётно-конструкторских курсов, в
котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой
дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания
не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. При выполнении
проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и
экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной
прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости,
строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления
материалов, теоретической механике, машиностроительного черчения и т.д. Все
это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к
поставленным проблемам.
Любая машина состоит из деталей, которые могут быть как простыми
(гайка, шпонка), так и сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина
станка). Детали собираются в узлы (подшипники качения, муфты и т.д.) -
законченные сборочные единицы, состоящие из ряда деталей, имеющих общее
функциональное назначение.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства)
необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются:
значение и характер изменения нагрузки, требования к долговечности,
надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума,
стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской
работой студента и поэтому его значение особенно существенно. Изучение основ
проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин
общего назначения. Знания и опыт, приобретённые студентом при
проектировании элементов машин, являются базой для его дальнейшей
конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по
специальным дисциплинам и дипломного проекта.
ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
5
Изм
1 Энерго-кинематический расчёт привода
1.1 Подбор электродвигателя
Мощность, потребляемая рабочим органом:
 кВт, (1.1)
где Ft - окружное усилие, кН;
V - скорость подъема троса, м/с.
Мощность, потребляемая электродвигателем:
, (1.2)
где η – к.п.д. привода
, (1.3)
где
1
,
2
- к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи;
3
,
4
- к.п.д. муфты;
5
- к.п.д. четырех пар подшипников качения.


 кВт. (1.4)
Частота вращения рабочего органа:

 с-1 (1.5)


  мин-1 (1.6)
Желаемая частота вращения вала электродвигателя:
0
unn PЭЖ
, (1.7)
где
0
u
- ориентировочное передаточное число привода.
210 uuu
54 =20, (1.8)
где
1
u
,
2
u
- ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической
передачи.   мин-1. (1.9)
Исходя из вычисленных значений
ЖЭД
Р.
и
ЭЖ
n
выбираем электродвигатель
4А132S8У3 мощностью
Э
Р
= 5.5 кВт и частотой вращения
Э
n
= 720мин-1.
ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
6
Изм
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Частоты вращения валов привода:
  мин-1;

 мин-1; (1.10)

 мин-1.
Угловые скорости валов привода:

 
  с-1; (1.11)

 
  с-1;

 
  с-1.
Мощности, передаваемые валами привода:
  кВт; (1.12)
  кВт; (1.13)

 кВт. (1.14)
Крутящие моменты на валах привода:

 Н*м (1.15)

 Н*м

 Н*м
Таблица 1 – Значения параметров элементов привода
№ вала
Частота
вращения
n, мин-1
Угловая
скорость
ω,с-1
Мощность
Р, кВт
Крутящий
момент
Т, Нм
Передаточно
е число,
u
1
720
75.36
4.501
59.72
5
2
144
15.072
4.32
286.62
4
3
36
3.768
4.08
1082
2 Расчет передач редуктора
ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
7
Изм
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых
напряжений для зубчатых колес
Для изготовления колёс и шестерён выбираем сравнительно недорогую
легированную сталь 40Х. Назначаем термообработку 1,табл.8.8:
- для колёс первой и второй ступени - улучшение 230…260НВ,
В = 850МПа, Т = 550МПа;
- для шестерни второй ступени – улучшение 260…280НВ, В = 950МПа,
Т = 700МПа.
- для зубьев шестерни первой ступени – азотирование поверхности
50…59HRC при твёрдости сердцевины 26…30HRC, В = 1000МПа, Т = 800МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
HL
H
HО
HK
S
, (2.1)
где
HО
- предел контактной выносливости, МПа, 1,табл.8.9;
H
S
- коэффициент безопасности, 1,табл.8.9;
HL
K
- коэффициент долговечности
Для колёс первой и второй ступени:
НО = 2НВ + 70 = 2240 + 70 = 550МПа.
Для шестерни второй ступени:
НО = 2НВ + 70 = 2270 + 70 = 610МПа.
Для шестерни первой ступени:
НО = 1050 МПа.
Число циклов напряжений для колеса второй ступени:
N = 60cn3t , (2.2)
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
n3 – частота вращения выходного вала, мин-1;
t - суммарный срок службы, ч.
TΣ = L*365*Кгод*24*Ксут = 5*365*0,8*24*5/7*0,95 = 23777 ч, (2.3)
где L – срок службы, годы;
сутгод KK ,
- коэффициенты использования передачи в году и
сутках. NΣ = 60*36*23777 = 5,13*107
Для 230НВ базовое число циклов NHО = 1,2107 1,рис.8.40.
Эквивалентное число циклов для колеса:
NHE = KHE*NΣ = 0,5*5,13*107 = 2,56*107, (2.4)
где KHE – коэффициент циклической долговечности, 1,табл.8.10.
Сравнивая NHE и NHО, отмечаем, что для колеса второй ступени
NHE = 2,56107 > NHО=1,5106. Так как все другие колёса вращаются быстрее, то
ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
8
Изм
аналогичным расчётом получим и для них NHE > NHО. При этом коэффициент
долговечности
HL
K
= 1.
Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по
материалу колеса, как более слабому:
550
1.1 1 500
HМПа

.
Для колеса первой ступени также
МПа
H550
2
, а для шестерни первой
ступени
1
1050
1.2 1 875
HМПа

.
Допускаемые контактные напряжения для первой ступени:
[σн] = ([σн]1+[σн]2 )/2 = (550+875)/2 = 712 МПа > 1,25[σн]2, (2.5)
принимаем
H
=1.25
2
H
= 685МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
FCFL
F
Fo
FKK
S
, (2.6)
где
Fo
- предел выносливости зубьев, МПа,1,табл.8.9;
SF – коэффициент безопасности; SF 1.55…1.75;
KFL – коэффициент долговечности;
KFС – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки.
Для колёс первой и второй ступени:
FО = 1.8НВ = 1.8240 = 432МПа.
Для шестерни второй ступени:
FО = 1.8НВ = 1.8270 = 486МПа.
Для шестерни первой ступени:
FО = 12HRCсерд+300 = 1228+300 = 636МПа.
Эквивалентное число циклов для колеса:
NFE = KFE N = 0.32.3107= 0.69107, (2.7)
где KFE – коэффициент циклической долговечности, 1,табл.8.10.
Сравнивая NFE и NFО, отмечаем, что для колеса второй ступени
NFE = 0.69107 > NFО = 4106. Аналогичный расчёт получим и для всех остальных
колёс. При этом коэффициент долговечности
FL
K
= 1. Передача не реверсивная,
KFС = 1.
Для колёс обоих ступеней:
432 1 1 246
1.75
FМПа
.
Для шестерни второй ступени:
486 1 278
1.75 1
FМПа
.
Для шестерни первой ступени:
636 1 363
1.75 1
FМПа
.
ПЛ-170-1.00.00.00ПЗ
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
Лист
9
Изм
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:
Предельные контактные напряжения,1,табл.8.9:
Для колёс обоих ступеней:
max
H
2.8Т =2.8550 = 1540МПа. (2.8)
Для шестерни второй ступени:
max
H
2.8Т =2.8700 = 1960МПа.
Для шестерни первой ступени:
max
H
30HRCпов =3055 = 1650Мпа.
Предельные напряжения изгиба,1,табл.8.9:
Для колёс обоих ступеней:
max
F
2.74НВ =2.74240 = 685Мпа.
Для шестерни второй ступени:
max
F
2.74НВ =2.74270 = 740Мпа.
Для шестерни первой ступени:
max
F
1000Мпа.
2.2 Проектный расчёт передачи
Рассчитываем первую цилиндрическую косозубую передачу. Расчет
производим с учетом размеров колеса второй ступени:
Назначаем диаметр колеса первой ступени
d2’ = 0,8*d2 = 0,8*367,5 = 294 мм, (2.9)
где d2 - диаметр колеса второй ступени
Диаметр шестерни: d1’ = d2’/u1 = 294/5 = 59 мм, (2.10)
где u1 – передаточное число первой ступени.
Межосевое расстояние: a’ = 0,5*(d2’+d1’) = 176,5 мм (2.11)
Для определения ширины колеса bω используем формулу, решив ее
относительно φba и приняв предварительно KHβ = 1:
