Министерствообразования РФ
Сибирская государственная автомобильно-дорожнаяакадемия
(СибАДИ)
Кафедра«КМиСТ»
Курсоваяработа
По дисциплинематериаловедение:
«Разработкатехнологического маршрута, термической обработки стальных заготовок и деталеймашин»
Выполнил: студент гр.11ОПУТ
Трофимов Б. С.
Принял: Матюхин В.И.
Омск 2007г.
Содержание
Введение
1. Назначение, область применения икраткое описание изделия
2. Кинематический расчёт механизма
2.1 Выбор электродвигателя
3. Выбор материала и видатермообработки. Расчет допускаемых напряжений
3.1 Конструирование цилиндрическойпередачи редуктора
4. Разработка вала привода
4.1 Расчет вала привода
4.2 Расчет вала на усталостнуюпрочность
5. Построение эпюры
Заключение
Список литературы
Введение
Курсовой проект помеханике является первой расчётно-графической работой, при выполнении которойстуденты применяют на практике знания, полученные на общетехническихдисциплинах: черчении, ТКМ, стандартизации и технических измерениях.
Целью курсовогопроектирования является закрепление и расширение теоретических знаний, развитиерасчётно-графических навыков студентов, ознакомление с устройством механизмов,их узлов и деталей, привитие студентам навыков самостоятельного решения простыхинженерно-технических задач.
Курсовой проект помеханике представляет собой совокупность конструкторских документов и состоитиз трёх этапов: эскизного, технического и рабочего проектов. Эскизный проектвключает кинематическую схему машины и компоновку редуктора, технический проектпредставлен общим видом редуктора, а рабочий проект – пояснительной запиской,спецификацией и чертежами деталей.
Кинематическая схемамашины вычерчивается на формате А2. Над штампом выполняют спецификацию основныхузлов и деталей машин, изображённых на кинематической схеме. Таким образом,первый лист графической части курсового проекта даёт представление о строениимашины. Выше спецификации приводят краткую техническую характеристику машины.
1. Назначение, областьприменения и краткое описание изделия
Шнековый транспортёр –это транспортная машина предназначенная для перемещения сыпучих, кусковых иполужидких вязких тел. Он может работать в горизонтальном, вертикальном илинаклонном положении. Может перемещать транспортный уголь, металлическуюстружку, отходы линейного производства, мясо, сырую резину, горячую пластмассу,тесто и т.д.
2. Кинематический расчётмеханизма
Кинематический расчётмеханизма предназначен для определения основных его кинематических параметров:угловой скорости вращения всех валов или частоты их вращения, передаточныхотношений всех передач, шага тягового вала, чисел зубьев зубчатых колёс,звёздочек передач, уточнения скорости рабочего органа.
2.1 Выборэлектродвигателя
1) Определяем полезную мощностьрабочего органа:
/>,(1)
где />
/> кВт,
2) Определяем мощностьэлектродвигателя
/>,(2)
/> кВт
3) Выбратьэлектродвигатель единой серии, у которого мощность />.Тип электродвигателя 160 S6,частота вращения nэ-975 об/мин.
4) Составить уравнениекинематического баланса машины
/>,(3)
и определяем передаточноечисло
/>,(4)
/>
где />, />
5) Определитьпередаваемую валами мощность
/> об./мин.
/> с-1
/>=975∙1,36=711,75 об/мин
/> с-1
/>=975∙1/4·0,73=177,9 об/мин
/> с-1
6) Определить крутящиемоменты на каждом валу:
/>
/> Н·м
/>
/>
3. Выбор материала и видатермообработки. Расчет допускаемых
напряжений
Основным материалом дляизготовления зубчатой пары являются термически обработанные стали.
Мы выбираем для работысталь 40Х
Допускаемое контактныенапряжения при расчетах на выносливость определяются отдельно для зубьевшестерни [σнр]1, для колеса [σнр]2по выражению:
/>, (5)
где σнlim-предел контактной выносливости,соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;
Sн — коэффициент безопасности;
ZR — коэффициент, учитывающийшероховатость рабочих поверхностей зубьев (ZR=1 при Ra=1,25,……0,63;ZR=0,93 при Ra=2,5,……1,25; ZR=0,9при Ra=40,……10 мкм);
ZV — коэффициент, учитывающий влияниеокружной скорости (ZV=1).
[σнр]1=963,3/1,1·0,93·1=814,5
[σнр]2=1152,4/1,1·0,93=974,3
σнlim= σн limb·KHL,
σнlim1=(2·250+70)·1,69=963,3
σнlim2=(2·300+70)·1,72=1152,4
σн limb — предел контактной выносливости,соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;
KHL, — коэффициент долговечности
/>,(6)
где NHO =30·HB2,4-базовое число циклов изменения напряжений;
NHE-эквивалентное число циклов измененийнапряжений.
/>
/>
/>,(7)
где Тi-величина i-го момента гистограммы;
Т-величина расчетногомомента;
ni-частота вращения вала, по которомуведется расчет передачи, об/мин; ti-продолжительность действия нагрузки Ti, ч.
NHE=60·80·7971,6·2,197·0,004=336261,22
NHO1 =30·(280)2,4=22402708,6
NHO2 =30·(300)2,4=26437005,78
Общее время работыпривода:
t=(срок службы, лет)·ксут·кгод·365дней 24 час,
t=5·0,26·0,7·365·24=7971,6
Проверочный расчетзубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса подопускаемым напряжениям изгиба [σFP]1 и [σFP]2, которые определяются поформуле (8).
/>,(8)
где — σFlim-предел выносливости зубьев приизгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;
SF-коэффициент безопасности;
YS-коэффициент, учитывающийчувствительность материала к концентрации напряжений;
YR-коэффициент, учитывающийшероховатость поверхностей.( YS=1, YR=1)
[σFP]1=636,6/1,75·1·1=554
[σFP]2=454,5/1,75=322,1
σFlim=σFlimb·KFL
σFlim=1,8·350·1,01=636,6
σFlim=1,8·250·1,01=454,5
σFlimb-предел выносливости зубьев приизгибе, соотвествующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа;
КFL-коэффициент долговечности.
/>(9)
/>/>
NFO=4·106-базовое числоциклов перемен напряжений; NFЕ-эквивалентноечисло циклов переменных напряжений;mF=6
/>(10)
/>
3.1 Конструирование цилиндрическойпередачи редуктора
1.Определитьвспомогательный коэффициент ψba по вспомогательному параметру ψbd, отражающему зависимость рабочейширины зацепления относительно диаметра шестерни:
/>(11)
тогда />(12)
/>
/>
2.Определяемвспомогательный коэффициент ка в зависимости от вида передачи: ка=49
3.Определяем коэффициентраспределения нагрузки между зубьями кα=1
4.Определяем коэффициентнеравномерности нагрузки по ширине венца кβ1=1,06, кβ2=1
5.Определяем коэффициентдинамической нагрузки кV=1,1.
6.Определяем межосевоерасстояние по выражению:
/>(13)
/>мм
/>мм
7.С этого блокапроводится проверочный расчет на контактную прочность при действиимаксимальной(пусковой) нагрузки для предотвращения остаточной деформации илихрупкого разрушения поверхностного слоя зубчатых колес.
Контактное напряжение придействии максимальной нагрузки определить из выражения:
/>, МПа(14)
/>=928,67 МПа
/>=1110,8 МПа
8.Определить допускаемоеконтактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
/>(15)
/>МПа
σHmaxmax]-данное условие выполняется
9.Выбираем угол наклона β=0
10.Выбираем число зубьевшестерни Z1=25
11.Рассчитать числозубьев колеса Z2=Z1·U=25·3,12=78
12.Определить модуль передачи
/>(16)
/>
Округляем до ближайшегоцелого числа 3.
13.Определение рабочуюширину зацепления:
/>(17)
/>
/>
14.Определяем проверкузубьев для предотвращения усталостного излома.
YF1=3,92, YF2=3,61
15.Определить наиболееслабый элемент передачи по минимальному соотношению:
/>[σFP]/YF=min(18)
205,7/3,92=52,47-слабоезвено передачи шестерня
322,1/3,61=89,22
16.Для наиболее слабогозвена определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:
/>(19)
/> МПа
σF
17.Осуществляемпроверочный расчет для предотвращения остаточной деформации.
/>,(20)
где σFPlimmax-предельное напряжение, не вызывающееостаточных деформаций и хрупкого излома, МПа;
σFPlimmax=4,8·HB-при нормализации и улучшении.
/>МПа
18.Определить слабыйэлемент передачи:
/>[σFPmax]/YF=min(21)
/>960/3,92=244,89
/>960/3,61=265,9- слабый элементпередачи колесо
19.Определитьмаксимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузки:
/>(22)
/> МПа
σFmax[σFPmax], условие выполняется.
20.Определить размерызубчатой пары: -ширину колеса b=b2=45,86 мм
-ширину шестерни b1=b2+5=50,86 мм
-высоту ножки зуба ha=m=2,9 мм
-диаметры окружностейвпадин:
/>;/>(23)
/>;/>
-диаметры вершин зубьев:
/>;/>(24)
/>;/>
-диаметры окружностейвпадин:
/>;/>.(25)
/>=65;/>
21.Определить силы,действующие в зацеплении:
-окружную силу
/>(26)
/> Н
/> Н
-радикальную силу
/>(27)
/> Н
/> Н
-осевую силу
/>(28)
/> Н
/> Н
4. Разработка валапривода
Разработка валов приводасодержит в себе все основные стадии проектирования: техническое предложение,эскизный проект, технический проект.
В начальной стадииразработки выполняется компоновка валов по полуэмпирическим зависимостям открутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочныйрасчет диаметра валов по приведенному моменту, т.е. с учетом изгибающихмоментов.
Проверка окончательнойконструкции проводится в форме проверочного расчета по коэффициентам запасавыносливости в опасных сечениях. Опасными сечениями являются сечениями, вкоторых действуют максимальные нагрузки или имеются концентраторы напряжений:шпоночный паз, галтель и т.д.
4.1 Расчет вала привода
Исходные данные:
-межосевое расстояние,а=150 мм,
-диаметры колес, dw1=72,5 dw2=226,2,da1=78,5, da1=232мм,
-ширина колес, b1=114, b1=45,86 мм,
Диаметры валов dвал1=39,31, dвал2=28,55 мм,
Размеры ступиц колес:
Lст=Dст=1,8·39,31=70,758 мм,
Lст=Dст=1,7·28,55=48,535 мм,
δ=10 мм,
с2=3 мм,
с3=7 мм,
с4=13 мм,
с5=12 мм,
с6=27 мм,
с7=7 мм,
к=f(dбай)=40 мм,
S=40+10+6=56 мм,
D1=55мм,
B1=9мм,
R1=0,5мм,
D2=62мм,
B2=9мм,
R2=0,5мм,
h=6,4 мм,
h1=8мм,
h2=h1=8мм,
h3=6мм,
h4=5 мм,
h5=3 мм.
4.2 Расчет вала наусталостную прочность
1. Определить опорныереакции.
Исходные даны:
l1=70 мм
l2=50 мм
l3=52 мм
Реакции опоры вала от силFt1,Ft2
/>;/>(29)
/>H∙м; />H∙м
Реакции опоры от сил Fr1,Fr2
/>;(30)
/>(31)
/>Н∙м; />Н∙м
Реакции опоры от силы Fx1
/>(32)
/>
Суммарные реакции:
/>(33)
/> Н∙м
/>
/> Н∙м
3.Определить изгибающиемоменты в сечениях и построить их эпюры при действии от каждой группы сил.
от сил Ft1,Ft2
/>,(34)
/>
от сил Fr1,Fr2
/>;/>(35)
/> Н∙м
/> Н∙м
от силы Fx1 в сечении />:
слева />;(36)
справа />(37)
/>;/> Н∙м
от силы Fx в сечение />:
/>(38)
/>
От Ft1,Ft2вал изгибается в одной плоскости, а от сил Fr1,Fr2и Fx1-в плоскости, перпендикулярной первой. Полныйизгибающий момент будет равен:
в сечении />:
/>(39)
/> Н∙м
в сечении />:
/>(40)
/> Н∙м
4.Определить приведенныймомент для каждого сечения вала
/>;/>(41)
/> Н∙м
/> Н∙м
5. Определить диаметрывала в опасных сечениях, мм
/>, (42)
где /> – приведённый момент;
/> — допускаемое напряжение изгибы, МПа;
/>,(43)
где /> – предел выносливостиматериала при изгибе, МПа;
/> – ориентировочное значениекоэффициента концентрации;
S=2,2 – ориентировочное значениекоэффициента запаса прочности.
/> МПа
/>, мм
/>, мм
6. Определить коэффициентзапаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для каждого из опасныхсечений
/>, (44)
где /> — предел выносливостиматериала при изгибе, МПа;
/> – эффективный коэффициентконцентрации напряжения при изгибе, МПа;
β- коэффициент,учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости />, β=0,9;
/> — масштабный фактор для нормальныхнапряжений;
/> – амплитуда нормального напряжения;
W=0,1d3 – момент сопротивления изгибу;
/> – коэффициент чувствительности кассиметрии цикла напряжений;
/> – среднее напряжение;
Fx — осевая нагрузка в сечении.
/>
/>
/>
7. Определить коэффициентзапаса усталостной прочности по касательным напряжениям
/>,(45)
где /> — предел выносливостиматериала при кручении, МПа;
/> – эффективный коэффициентконцентрации напряжения при кручении, МПа;
β- коэффициент,учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости />, β=0,9;
/> — масштабный фактор касательныхнапряжений;
/> – амплитуда циклов и среднеекасательное напряжений;
Т – крутящий момент
Wρ=0,2d3 – полярный момент сопротивления;
/> – коэффициент чувствительности материалак ассиметрии цикла.
/>
/>
8. Определить коэффициентзапаса усталостной прочности по каждому из опасных сечений
/>,(46)
/>
9. Провести сравнение S≥[S],
где [S] – допускаемый коэффициент запасаусталостной прочности.
Условие выполняется.
5. Построение эпюры
/>
/> Н
/>
/>
/>
Уравнение проекции всехсил на ось ОY:
/>
/>
/>
Составляем уравнениемоментов на первом участке
/>
x1=0
Mu=0
x1>a
Mu>RB∙a
Mu=764∙0,072=55Н∙м
c=10∙4,5=45 мм
a=c+b/2
a=45+54/2=72 мм
Ширина шестерни
b1=b2+5
b1=49,4+5=54,4
Mu=0
x2=a
Заключение
шнековыйтранспортер электродвигатель напряжение вал
Согласно заданию вкурсовом проекте спроектирован шнековый транспортёр по указанной схеме сграфиком нагрузки. В процессе проектирования на первом этапе были определеныосновные параметры:
передаточное числозубчатых передач, передаваемые крутящие моменты, частоты вращения валовпривода, силы, возникающие в механических передачах. После определения основныхпараметров на втором этапе были сконструированы валы, зубчатые колёса ишестерни.
В процессеконструирования пришлось столкнуться с требуемыми условиями работы изделия(условиями прочности, экономичности, эффективности использования материалов иизделий).
В курсовом проекте былиполучены многие конструкторские навыки работы и способы решения конструкторскихзадач, что способствовало получению знаний и навыков практической работы.
Список литературы
1. Дунаев П.Ф. Конструированиеузлов и деталей машин. / Дунаев П.Ф., Леликов О.П.// – М.: Высшая школа, 1984.-264
2. А.А. Андросов Расчёти проектирование деталей машин: Учеб. пособие / А.А. Андросов и др.; под общ.Ред. А.А. Андросова. – Ростов н/Д: Феникс, 2006. – 285
3. Курмаз Н.И. Деталимашин. Атлас конструкций. Учеб. Пособие. – М. Машиностроение, 2002. – 386