Курсовая работа

ИНСТИТУТ ЭКОТЕХНОЛОГИЙ И ИНЖИНИРИНГА

КАФЕДРА ИНЖИНИРИНГА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

НАПРАВЛЕНИЕ ГРУППА

КУРСОВАЯ РАБОТА

по курсу

Тема:

Оценка выполнения курсовой работы

Дата сдачи курсовой работы

Задача №2 (вар. 0)

Произвести анализ горно-транспортной машины по заданной кинематической схеме. В задаче следует:

1. Определить диаметры зубчатых колес: делительный, вершин и впадин. Определить межосевые и конусные расстояния. Колеса рассматривать как нулевые, т.е. нарезанные без смещения инструмента.

2. Изобразить в масштабе кинематическую схему зубчатого механизма (на миллиметровой бумаге).

3. Показать на кинематической схеме направление передачи мощности.

4. Определить передаточные числа ступеней, знак и величину передаточного отношения всего механизма.

5. Определить частоту вращения всех валов механизма (валы обозначить римскими цифрами).

6. Определить общий КПД механизма.

7. Определить мощности на всех валах механизма.

8. Определить крутящие моменты на всех валах механизма.

9. Построить диаграммы частот вращения, мощностей и крутящих моментов валов передачи.

10. Расчет прочности зубьев для одной ступени по контактным напряжениям.

11. Расчет прочности зубьев для одной ступени по изгибным напряжениям.

12. Выбор материала для изготовления зубчатых колес, разработка конструкции вала и его проектный расчет. Выбор шпонки.

Дано:

Кинематическая схема привода рабочего органа комбайна (рисунок 1); Z₁ = 12; Z₂ = 50; Z₃ = 13; Z₄ = 22; Z₅ = 11; Z₆ = 20; Z₇ = 21; Z₈ = 12; Z₉ = 21; Z₁₀ = 13; Z_11-14 = 21; Z₁₅ = 12; Z₁₆ = 21; Z₁₇ = 13; m_1-2 = 8 мм; m_3-4 = 12 мм;

m_5-7 = 12 мм; m_8-10 = 14 мм; m_11-14 = 12 мм; m_15-17 = 14 мм; P_дв = 100 кВт;

n = 1500 мин^-1.

Решение:

Обозначим все колеса арабскими цифрами, а валы – римскими.

1. Определим геометрические размеры зубчатых колес, полагая их нулевыми, т.е. нарезанными без смещения инструмента.

Для цилиндрических колес.

Диаметры начальных (делительных) окружностей:

где β – угол наклона зуба. Для косозубых колес β = 8…20º, для шевронных – β = 25…40°.

Диаметры окружностей вершин:

Диаметры окружностей впадин:

Межосевое расстояние:

где Z_к – количество зубьев колеса; Z_ш – количество зубьев шестерни.

Для конических колес.

Диаметры начальных окружностей в наружном сечении:

Диаметры вершин в наружном сечении:

где δ – углы при вершине начальных конусов колеса и шестерни.

Диаметр впадин в наружном сечении:

Конусное расстояние:

Все рассчитанные размеры для рассматриваемой передачи сведены в таблицу 1. Все колеса считаем прямозубыми.

Таблица 1

2. Определим кинематические параметры колес.

Передаточные отношения по абсолютной величине последовательно зацепляющихся колес:

Общее передаточное отношение многоступенчатой зубчатой передачи:

где k – число цилиндрических пар с внешним зацеплением.

Частота вращения валов передачи.

Частота вращения n_I I вала равна частоте вращения вала двигателя

3. Определяем мощность на всех валах механизма.

Принимаем КПД пары конических колес η _к = 0, 96, пары цилиндрических колес η _ц = 0, 98 (η _п­ – пары подшипников пренебрегать). Тогда:

Поток мощности на IV валу разветвляется на два: один поток идет на V вал рабочего органа А через зацепление колес 8-10, второй поток идет на VII вал рабочего органа В через зацепление колес 7, 11-14, 15-17.

Мощности на рабочих органах А и В распределяются неравномерно. Общая мощность полезных сопротивлений равна , где k₁ и k₂ – коэффициенты загрузки исполнительных органов А и В, k₁ = 0, 2 k₂ = 0, 8.

В соответствии с этим можно записать:

Таким образом,

Мощность на промежуточном валу равна:

Находим общий КПД передачи:

4. Определяем крутящие моменты на валах передачи.

где – КПД между первым и вторым валами;

5. Полученные значения частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах сводим в таблицу 2.

Таблица 2

По полученным данным строим диаграммы частот вращения, мощности и крутящих моментов, показанные на рисунке 2.

Рисунок 2

6. Проверочный расчет активных поверхностей зубьев на контактную выносливость.

Расчет проводим для пары 1–2 зацепляющихся колес. Рассматриваемая пара – прямозубая. Величина действующих контактных напряжений для цилиндрических зубчатых колес определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; β – угол наклона зубьев; для рассматриваемой пары ; Z_H – коэффициент, учитывающий физико-механические свойства материала колес, – для стальных колес.

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий в зацеплении; ε _σ - торцевой коэффициент перекрытия, определяемый по формуле:

– (индексы и скобках – для рассматриваемой пары); К_ε – коэффициент, учитывающий колебание суммарной длины контактной линии. Для прямозубых передач К_ε = 1.

W_Ht – расчетная величина удельной окружной нагрузки, Н/мм;

– для цилиндрических колес, где T₁ – крутящий момент на ведущем валу рассчитываемой пары:

b_w – рабочая ширина зубчатых колес, которая определяется по формуле:

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, назначают в зависимости от твердости поверхностей и расположения колес относительно опор.

Принимаем , тогда .

К_Нb – коэффициент концентрации нагрузки, определяется в зависимости от отношения b_w /d₁ = 78, 12 / 96 = 0, 81 и твердости рабочих поверхностей зубьев; при НВ ≤ 350 принимаем К_Нb = 1, 06.

К_Hv – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости, твердости поверхностей зубьев и степени точности. Выбираем степень точности 7, что соответствует передачам общего машиностроения. Окружная скорость:

В соответствии с этим для НВ ≤ 350 находим К_Нv = 1, 2.

В соответствии с этим будем иметь:

Определяем действительное контактное напряжение:

[σ _н] – допустимая величина контактных напряжений.

По полученному значению действующего контактного напряжения выбираем материал колес и их термообработку. Для этого находим необходимую твердость поверхности зубьев. Для сталей с НВ ≤ 350, т.е. подвергаемых нормализации и улучшению твердость определяем полагая [σ _н] = σ _н = 649, 88 МПа:

Примем для колеса HB_к = 355, а для шестерни HB_ш = HB+(10…15)=365. Выбираем сталь 45, улучшение.

7. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Для цилиндрических колес:

где Y_F – коэффициент, зависящих от формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев где β – угол наклона зубьев, для прямозубых колес Z_v = Z. Для шестерни 1 Z₁ = 12, Y_F = 4, 57; для колеса Z₂ = 50, Y_F = 3, 7; – коэффициент, учитывающий перекрытие зуба; для прямозубых колес Y_ε = 1; Y_β = cosβ = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба; m – модуль зубьев, m_1-2 = 8 мм; w_Ft – расчетная окружная нагрузка:

где k_Fv = 1, 06; для колеса 1 – для колеса 2 –

Тогда окружная нагрузка на колесе 1 будет равна:

Окружная нагрузка на колесе 2:

Определяем напряжение изгиба на колесе 1:

Напряжение изгиба на колесе 2:

где - допускаемые значения напряжений изгиба:

где S_F = 1, 75 – коэффициент запаса прочности для марки стали 45.

Передача удовлетворяет условиям выносливости по изгигу, т.к.
.

8. Проектировочный расчет вала.

Проектировочный расчет валов редуктора носит предвалительный характер и сводится к определению диаметров участков вала в минимальном сечении.

Расчет на данном этапе производится по деформации кручения. Отсутствие учета изгибающего момента компенсируется понижением допускаемого напряжения на кручение.

Диаметр вала в минимальном сечении d_min мм, определяется по формуле:

где Т – крутящий момент на валу, Н*м; [τ _kp] = 15…25 МПа – допускаемое напряжение на кручение.

За минимальные принимают следующие участки вала:

I и III валы двухступенчатого редуктора – выходные концы валов, на которые одеваются соединительные полумуфты;

II вал (промежуточные валы) – опорные участки вала, сопрягаемые с внутренними кольцами подшипников качения.

Расчет минимального диаметра вала V производится из расчета на кручение по пониженным допустимым напряжениям без учета влияния изгиба, T_IV = 7803, 95 Н*м.

Округляем полученное значение диаметра по ГОСТ 6636-69.

9. Подбираем шпонки и подшипники.

Для валов редукторов предпочтительными являются призматические шпонки. Сечение шпонок b x h выбираем в зависимости от диаметра вала.

Принимаем шпонку b x h = 32 x 18 мм.

Выбранная шпонка проверяется на деформацию смятия:

где Т – крутящий момент на расчетном участке вала, Н*м; d – диаметр участка вала, мм; К – высота выступающей части шпонки, K = h/2, мм; l_p – расчетная длина шпонки l_p = l_min – b, мм; [σ _см] – допускаемое напряжение смятия для стальных ступиц колес, [σ _см] = 90…120 МПа.

Требуемая длина ступицы для одношпоночного соединения определяется специально:

Длина ступицы L = l_p + b + 5…15 мм.

Принимаем L = 185 мм.