Литье в разовые песчаные формы

ВВЕДЕНИЕ

Создание машин, отвечающих требованиям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые  к создаваемой машине: высокая  производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти  требования необходимо учитывать в  процессе проектирования и конструирования.

Цели курсового проектирования:

• систематизация, закрепление и расширение теоретических знаний, развитие расчетно-графических навыков;
• ознакомление с конструкциями типовых деталей и узлов, привитие навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач;
• овладение техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;
• привитие навыков защиты самостоятельного принятого решения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Энергетический и кинематический расчет привода.

1.1. Определение  расчетной мощности привода.

Мощность рабочей машины Р_рм=7,8 кВт.

Расчетная мощность двигателя  Р_дв равна расчетной мощности привода и определяется по формуле

h

Общий КПД привода h_общ=h_к ×h_пк ×h ×h×h_цп×h_м ,

где h_к  - КПД конической зубчатой передачи, h_к= 0,96, (1, табл. 2.2, стр. 40)

h_пк  – КПД пары подшипников качения, h_пк= 0,99,

h_ц – КПД закрытой зубчатой передачи, h_ц= 0,97,

h_цп – КПД открытой цепной передачи, h_м= 0,92

h_м  - КПД муфты, h_цп= 0,98,

h_общ=0,96×0,99 ×0,97² ×0,99²×0,92×0,98=0,79

9,873 кВт

 

1.2. Выбор электродвигателя

По таблице П 1(2, стр. 390)  выбираем электродвигатель 4А132М493

N=11 кВт, n_s= 1500 об/мин, S=2,8%

Номинальная частота вращения двигателя

n_ном=n_s(1-S)=1500×(1-0,028)=1458 об/мин

 

1.3. Определение  общего передаточного числа привода  и разбивка его по отдельным  передачам.

Передаточное число привода  И определяем по формуле

 

Необходимо обеспечить окунание в масло конического колеса и  зубчатого колеса тихоходной ступени. Исходя из этого принимаем передаточное число конической пары И_Б=3,15 (1, табл. 2.3), передаточное число тихоходной ступени И_Т=2,5.

Передаточное число открытой цепной передачи определяем по формуле

 

1.4. Определение  силовых и кинематических параметров  привода.

Силовые (мощность и вращающий  момент) и кинематические (частота  вращения и узловая скорость) параметры  привода рассчитывают на валах, исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном при установившемся режиме. Данные расчета сводим в табл. 1.1. При этом учитываем, что тихоходная ступень раздвоена, поэтому мощность на валу делится надвое  и расчет зубчатой пары колес идет по половине мощности на валу.

Таблица 1.1

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов по кинематической схеме
			дв –› м –› зп –› оп –› рм
Мощность Р, кВт		Дв Б Пром Т рм	Рдв=9,873 Р1=Рдв ×hм×hпк=9,873×0,98×0,99=9,579 Р2=Р1 ×hк×hпк=9,579×0,96×0,99=9,103 Р3=Р2 ×hм2×hпк=9,103×0,972×0,99=8,479 Ррм=Р3×hцп=8,479×0,92=7,80
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость, ώ, 1/с	Дв Б Пром Т рм	nном=1458 n1=nном=1458 n2= n3= n3=	ώном= ώ1 = ώном=152,6 ώ2= ώ3= ώрм=
Вращающий момент Т, Нм		Дв Б Пром Т рм	Тдв=64,7 Т1=Тдв ×hм×hпк=64,7×0,98×0,99=62,77 Т2=Т1 ×ИБ×hк×hпк=62,77×3,15×0,96×0,99=187,92 Т3=Т2 ×ИТ×hц×hпк=187,92×2,5×0,97×0,99=451,15 Трм=Т3 ×Ицп×hпк=451,15×1,683×0,99=751,69

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет зубчатых  передач редуктора

2.1.1. Расчет конической зубчатой передачи

Принимаем для шестерни сталь 45, для колеса сталь 40Л (4, стр.83).

Механическая характеристика материалов представлена в табл. 2.1.

Таблица 2.1 Механическая характеристика материалов передачи

Наименование	Марка стали	Термообработка	Твердость Ннв	Предел прочности Gв , МПа	Предел текучести Gт , МПа
Шестерня	45	Улучшение	194…263	880	540
Колесо	40Л	Норматизация	155...195	520	295

 

Для достижения одинаковой долговечности зубьев шестерни 1 и  колеса 2 конической передачи и ускорения  их приработки должно выполняться условие 

Н_нв1 ≥Н_нв2+(20…30)                            (4, стр.83)

где Н_нв1=220 НВ;  НВ₂= 190 НВ.

2.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле

G_нр=0,9                    (4, стр.84)

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу N_н0 циклов перемены напряжений, МПа

 

 

 

где S_н – коэффициент безопасности; S_н=1,1  (4, стр. 84)

К_нα – коэффициент долговечности сил, учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи (4, стр.84)

К_нα= ,

где - базовое число перемены напряжений, соответствующе длительному пределу выносливости

                                                             (4, стр.84)

30×220^2,4=12,56×10⁶

30×190^2,4=8,83×10⁶,

где N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемой в зависимости от характера напряжения передачи

                        N_НЕ=60××n_i×t_i ,      (4, стр.84)

где Т_i – один из числа длительно действующих моментов, учитываемых при расчете на выносливость, Нм;

Т – максимальный момент, учитываемый при расчете на выносливость, Нм;

n_i – частота вращения зубчатого колеса при действии момент Т_i, об/мин;

t_i – продолжительность действия момента Т_i , час;

С – число колес, находящихся  одновременно в зацеплении с шестерней, С=1.

                             t=365×К_год×Т_пр×24К_сут,                      (4, стр.85)

где Т_пр=10 лет – срок службы привода;

К_год =0,6 – коэффициент использования привода в году;

К_сут=0,8 – коэффициент использования привода в течении суток

 t=365×0,6×10×24×0,8=42048 ч.

При постоянной нагрузке

N_НЕ=60×1×1³×n_i×t_i;                            (4, стр. 85)

 

 

Так как  _{и , то} =1,0, = 1,0 ,

тогда =0,9,

=0,9.

В дальнейшем за расчетное  принимаем напряжение  G_HP=368,2 МПа.

 

2.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные допускаемые  напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни колеса определяются по формуле

=2,8G_Т ,

где G_Т – предел текучести, МПа;

=2,8

 =2,8.

2.1.4. Проектировочный расчет на контактную выносливость

Принимаем предварительно коническую зубчатую передачу прямозубой.

Средний диаметр шестерни dm определяется по формуле

 

Принимаем

Число зубьев колеса

Уточняем величины:

- передаточного числа:

 

- внешних диаметров шестерни  и колеса по формуле:

;

 для шестерни =

 для колеса = .

- средних диаметров шестерни  и колеса по формуле:

 

d=69,11 мм;

d=217,69 мм;

• модуля в среднем сечении нормальном по формуле:

 

- окружной скорости  шестерни:

 

- внешнего конусного расстояния :

 

-условного межосевого  расстояния по формуле:

d d

 

 

2.1.5. Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

                  (4, стр. 90)

где  - коэффициент, учитывающий сопряжение поверхностей зубьев

                                                                          (4, стр. 90)

где

                                           

 – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес:

;

- коэффициент,  учитывающий суммарную длину  контактных линий:

 

где  - коэффициент торцового перекрытия

                                        (4, стр. 90)

                                        =1,487

 

где  - удельная расчетная сила (Н/мм):

 

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

 

                                                           (4, прил. 2, рис П. 2. 2)

К_Hγ - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

 

где  - удельная окружная динамическая сила (Н/мм):

 

где  - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев:

                                                         (4, табл. П2.11, стр. 146)

- коэффициент,  учитывающий влияние разности  шагов в зацеплении зубьев :

            (4, табл. П2.10, стр. 146)

 

 

 

 

 

 

=400,9 МПа

 

Для стальных зубчатых колес  перенапряжение составит

 

Условие прочности соблюдается.

2.1.6. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое  максимальной нагрузкой, определяется по формуле:

 

 

Условие прочности выполняется.

2.1.7. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

                                         (4, стр. 92)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа:

 

 

 

 

 

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи:

                                                   (2, стр.43)

 

- коэффициент,  учитывающий способ получения  заготовки:

                                                      (заготовка-штамповка)      (2, стр. 44)

 

где  - коэффициент, учитывающий переменность направления нагрузки на зуб:

 

- коэффициент  долговечности:

(4, стр. 99)

где - базовое число циклов перемены напряжений:

;

- эквивалентное  число циклов перемены  напряжений, определяемое в зависимости от  характера нагружения передачи:

 

При постоянной нагрузке и

 

 

Так как ,

тогда

а

2.1.8. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе  максимальной  нагрузки

Допускаемые предельные напряжения определяются по формуле

                                                                        (4, стр. 93)

где - предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, МПа:

 

 

 

- коэффициент  безопасности:

 

- коэффициент,  учитывающий градиент напряжений  и чувствительности материала  и концентрации напряжений:

                                                                                  (4, рис. П2.2, стр. 145)

– коэффициент, учитывающий  размеры зубчатого венца:

                                                                                (4, рис. П2.2, стр. 145)

 

 

2.1.9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия

             (4, стр. 94)

где - коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес (4, прилож. 2, рис. П2.2); для непрямозубых конических колес:

                                                       (4, стр. 94)

3,80;

;

Полученные значения увеличим на 20%, тогда 

  

- коэффициент,  учитывающий наклон зуба, для  косозубых колес:

 

- нормальный модуль в среднем сечении зуба шестерни:

 

- удельная расчетная окружная сила, Н/мм:                                      

                                          

где  - вращающий элемент на зубчатом колесе, по которому выполняют расчет, Н;