Реферат: Машиноведение
МИНИСТЕРСТВО ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
ИНСТИТУТ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ НАУК ИПРОБЛЕМ
РЕСТРУКТУРИРОВАНИЯ В ПРОМЫШЛЕННОСТИ
КУРСОВАЯ РАБОТА
по машиноведению
Студент 2 курса группы 412–4 Ф
Ахмадиев М.М.
Проверил преподаватель, к.т.н. Хмурович Ф.Л.
Ижевск 2003
Курсовая работа по машиноведению
Схема привода
вариант
Тихоходная передача
Быстро-ходная передача
n3
KA
Тип муфты
Рабочий чертеж
m
z1
z2
HB1
HB2
Направ-ление зуба
z1
(O1)
z2
(O2)
3 1,25 35 125 300 280 П 25 100 100 1,1 Муфта со звездочкойПорядок выполнения работы
3.1. Изучить конструкциюзаданного редуктора, принцип работы, назначение каждой детали.
3.2. Вычертить редукторна листе формата А1
При вычерчивании исправитьобнаруженные ошибки.
3.3. Рассчитатьпередаточное число тихоходной ступени.
3.3.1. Передаточное число зубчатойпередачи
/>, где z1<sub/>–число зубьев шестерни, z2 – число зубьев колеса.
/>
3.4. Частота вращения промежуточного вала
/>
/>
3.5. Параметры тихоходной передачи
3.5.1. Параметры зубчатой передачи
3.5.1.1. Угол наклона зуба
/>, где aW – межосевое расстояние.
Берется из чертежа; при необходимостиокругляется до стандартного значение, табл. 1.П.
/>.
3.5.1.2. Делительные диаметры d1 и d2 шестерни колеса, соответственно
/>, где cos (b= 0) = 1.
/>
/>
3.5.1.3. Диаметры выступов шестерни иколес
/>
/>
/>
3.5.1.4. Окружная скорость взацеплении
/>
/>
3.5.1.5. Степень точности передачи
Степень точности по ГОСТ 1643-81выбирается в зависимости от окружной скорости (2, табл. 8.2), табл. 2.П.
Пониженная точность 9
3.5.1.6. Коэффициент ширины колеса
/>, где в2 – ширинаколеса, берется из чертежа
/>
Коэффициент ширины колеса совпадаетсо стандартным рядом.
3.6. Подобрать материал для изготовления зубчатых колес иопределить допускаемые контактные напряжения изгиба.
Ст 45
3.6.1. Зубчатые колеса
3.6.1.1. Материалы узубчатых колес и их термообработка. (2, табл. 8.9) Табл. 5.П
3.6.1.2. Допускаемыеконтактные напряжения при длительном сроке эксплуатации для шестерни (s)Н1 и колеса (s)Н2
/>,
где />;/> – пределы контактнойвыносливости материала шестерни и колеса (2, табл. 8.9), соответственно, МПа.
/>
3.6.1.3. Расчетные допускаемыеконтактные напряжения:
для прямозубых – (s)Нопределяется минимальным значением,определяемым в п. 3.6.1.2.
/>
3.6.1.4. Допускаемые напряжения прирасчете зубьев на изгиб с достаточной степенью точности для длительного срокаэксплуатации при нереверсивной нагрузке для шестерни [s]F1 и колеса[s]F2
/>,
где /> и/> – пределы выносливости понапряжениям изгиба материала шестерни и колеса (2, табл. 8.9), соответственно,МПа.
/>.
3.7. Определить нагрузочнуюспособность редуктора. Порядок, который определяется возможностями тихоходноговала, оценить величину крутящего момента на выходном валу T3, Н×м.
3.7.1. Тихоходная пара – зубчатаяпередача
/>,
где aW – межосевое расстояние тихоходнойпередачи, мм;
Ка = 450 – для прямозубой передачи;
Yа = в/аW– коэффициент ширины колеса, где в– ширина колеса тихоходной пары, взять из чертежа;
/> – коэффициент нагрузки при расчетена контактную прочность, где КА– коэффициент внешнейнагрузки, КА взять в исходных данных, /> – коэффициент неравномерности распределения нагрузки подлине контактной линии, определяется по графикам (2, рис. 8.15) в зависимостиот схемы редуктора, коэффициентам Yвd = в/d1 и твердости рабочих поверхностей,табл. 8.П. /> – коэффициент динамической нагрузкиучитывает внутреннюю динамику [1, табл. 10.5] и зависит от окружной скорости,степени точности, расположения зубьев и твердости рабочих поверхностей, табл.9.П.
в = 50; КА= 1,1; />; />; />; Yа = 0,5;
U22 = 7,2; />.
/>.
3.8. Зубчатая передача
3.8.1. Для зубчатойпередачи определяются действующие напряжения изгиба у ножки зуба шестерни sF1 и колесаsF2 и сравниваются с допускаемыми.
/>,
где /> –окружная сила в зацеплении, Н;
/> – коэффициент формы зуба дляшестерни /> и колеса />.
/> – эквивалентное число зубьевшестерни /> и колеса />;
/> – коэффициент нагрузки при расчетена изгиб, определяется аналогично КН.
/>; />;/>;/>; />; />; />.
/>
3.9. Определить мощность на выходном валу
/>
3.10. Определить мощность на ведущем валу
/>, где h1 – КПД быстроходной передачи; h2– КПД тихоходной передачи.
Можно принять [3]:
hрем = 0,94… 0,96; hзуб = 0,96… 0,98.
КПД червячной передачи определяетсяп. 3.5.2.7.
Потери в опорах валов входят вуказанные значения КПД.
/>
3.11. Передаточное число быстроходной передачи
/>
3.12. Желаемая частота вращения быстроходного вала
/>
3.13. Выбор электродвигателя
Марка э/дв
Мощность, кВт
Частота вращения, об/мин
Диаметр вала
d, мм
Длина посадок поверхности l, мм
80АЧ/1420 1,1 1500 22 503.14. Определить фактическую частоту вращения выходного валаи оценить величину отклонение от заданной.
3.14.1. Фактическая частота вращениявала
/>
3.14.2. Отклонение фактическойчастоты вращения от заданной
/>
/>.
Допустимое отклонение ± 10%
3.15. Подобрать материал для изготовления тихоходного вала иопределить максимальный диаметр.
3.15.1. Материал вала
Ст 45 – для валов с термообработкой.
3.15.2. Минимальный диаметртихоходного вала
/>, где /> –допускаемое напряжение кручения.
Для Ст 45 />= 20-25 МПа
/>,
следовательно диаметр недостаточендля прочности.
3.16. Проверить правильность подбора шпонок выходного вала
3.16.1.ПО чертежу определить диаметр вала, на котором устанавливаются шпонки и из ГОСТ23360-78 взять размеры призматической шпонки: ширина в мм и высоты h,мм. Сравнить с размерами, указанными на чертеже.
По ГОСТу – 8´7, на чертеже 8´7, т.е. соответствует.
3.16.2. Проверочный расчет шпоночныхсоединений по условию
/>, где d – диаметр вала; lp– = (l – в) – рабочая длина шпонки, l – длина шпонки, /> – допустимое напряжениесмятия.
Для неподвижных соединений /> = 100-150 МПа.
/>
ВЫВОД: шпонка выдержит.
ЛИТЕРАТУРА
1. Хмурович Ф.Л. Методические указания квыполнению курсового проекта по дисциплине «Машиноведение» для студентов специальности0608. – Ижевск: ИТН и ПРП. – 2000.
2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. длястудентов высш. техн. учеб. заведений. – М.: Высшая школа. – 1991.
3. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.:Машиностроение. – 1989.