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;

 – рабочая ширина  венца и диаметр начальной  окружности колеса, по которому  выполняют расчет, мм;

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых передач:

                                                                               

где  n=8 – степень точности передачи

                                                     

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба колеса:

                                                         

- коэффициент,  учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

                                                                   

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

 

где  - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головки зуба:

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

- коэффициент,  учитывающий влияние разности  шагов в зацеплении зубьев :

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

Определяем отношение 

;                        ;

Так как , то расчет ведем по колесу

 

 

 

 

 

 

Условие прочности выполняется.

2.1.10. Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой

Остаточные деформации или  хрупкий излом зубьев предотвращается  при выполнении условия

 

88,2

 

Условие прочности выполняется.

2.1.11. Параметры зацепления зубчатой передачи

Внешнее конусное расстояние

 

где - суммарное число зубьев:

 

 

Среднее конусное расстояние

 

Коэффициент радиального  смещения у шестерни

 

Коэффициент тангенционального смещения у шестерни при

 

Внешняя высота зуба

 мм

Внешняя высота головки зуба

 

 

 

Внешняя высота ножки зуба

 

 

Угол ножки зуба

 

 

Угол головки зуба

 

 

Внешний диаметр вершин зубьев

 

 

 

Параметры зацепления конической передачи представляем в табл. 2. 3

Таблица 2.3 Параметры зацепления конической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Единица измерения	Значение
			Шестерня	Колесо
1	2	3	4	5
Внешний окружной модуль	mte	мм	4	4
Средний окружной модуль	mtm	мм	3,45	3,45
Внешнее конусное расстояние	Re	мм	132,2	132,2
Среднее конусное расстояние	Rm	мм	114,2	114,2
Ширина зубчатого венца		мм	36	36
Коэффициент радиального  смещения		-	0,338	-
Коэффициент тангенционального смещения		-	0,0765	-
Продолжение таблицы 2. 3
1	2	3	4	5
Угол наклона зубьев		градус	27	27
Число зубьев	Z	-	20	63
Внешний делительный диаметр	de	мм	80	252
Средний делительный диаметр	dm	мм	69,11	217,69
Угол делительного конуса		градус	17,61	72,39
Внешняя высота головки зуба		мм	4,768	2,36
Внешняя высота ножки зуба		мм	3,162	5,57
Внешняя высота зуба		мм	7,93	7,93
Угол ножки зуба		градус	1,37	2,41
Угол головки зуба		градус	2,41	1,37
Внешний диаметр вершин зубьев		мм	89,09	253,428

 

2. 2. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

2. 2. 1. выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, , для колеса сталь 40Л, термообработка – норматизация,

2. 2. 2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле

 

 

 

 

где - коэффициент безопасности, (4, стр. 53)

- коэффициент  долговечности:

 

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

 

 

 

- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для шестерни циклов (см. расчет быстроходной ступени).

Для колеса циклов.

Так как  и , то и

 

 

В дальнейшем за расчетное  принимаем напряжение

 

2. 2. 3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельно допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле:

                                                     

где - предел текучести материала, МПа:

 

 

2. 2. 4. Проектировочный расчет на контактную выносливость

Принимаем предварительно зубчатую передачу прямозубой. Диаметр начальной  окружности , мм) определяется по формуле:

                                      

где  – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач

 

- вращающий элемент  на шестерне рассчитываемой пары. В нашем случае 

 

- передаточное  число тихоходной ступени:

 

 

- параметр, выбираемый в зависимости от твердости рабочих зубьев и расположения колес относительно опор:

                                                       

– коэффициент, учитывающий  неравномерность нагрузки по длине  зуба:

 

 

Окружная скорость шестерни

 

Так как =

По приложению 2 назначаем 8-ю степень точности.

Рабочая ширина венца шестерни определяется по формуле:

                                                      

                                                      

Модуль зацепления определяется по формуле:

                                                         

где  - параметр, выбираемый в зависимости от типа передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

 

Принимаем =27.

                                                               

По таблице П 2. 9 (4, прилож. 2) принимаем m=1,75 мм.

Число зубьев шестерни  ;

                                  колеса  .

 

Уточняем величины:

- передаточного числа:

 

- диаметры начальных окружностей

 

 

 

- межосевого расстояния:

 

- окружную скорость шестерни:

 

Рабочая ширина венца колеса:

 

2. 2. 5. Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие:

                  (4, стр. 57)

где  , для прямозубой передачи ;

 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес:

;

- коэффициент,  учитывающий суммарную длину  контактных линий, для прямозубых  передач:

 

где  - коэффициент торцового перекрытия

                                        (4, стр. 90)

                                        =1,805

 

где  - удельная расчетная сила (Н/мм):

 

где

 (см. выше)

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

 

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

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

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

 

 

 

 

 

=368,2 МПа

Для стальных зубчатых колес  недонапряжение составит

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 6. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое  наибольшей нагрузкой, определяется по формуле:

                                                ,

где   

 

2. 2. 7. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

(4, стр. 59)          

 

 

 

 

 

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

                                                   (4, стр.60)

где  - коэффициент, учитывающий переменность направления нагрузки на зуб:

 

- коэффициент  долговечности:

(4, стр. 99)

где - базовое число циклов перемены напряжений циклов для обоих колес.

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

 

При постоянной нагрузке и

 

= 462,85 об/мин;         с=1,0;          е = 42048 час

 циклов

 циклов

Так как ,

тогда ;

а.

2. 2. 8. Определение допускаемых напряжений при расчете5 на прочность при изгибе максимальной нагрузки

Допускаемые предельные напряжения определяются по формуле:

                   (4, стр. 61)

 

 

 

- коэффициент  безопасности:

 

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

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

– коэффициент, учитывающий  размеры зубчатого колеса:

                                                                                (4, прилож. 2,рис. П2.5)

 

 

2. 2. 9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия

             (4, стр. 61)

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

                                                       (4, стр. 94)

3,60;      ;

 колеса прямозубые).

                                          

 

                                    

- коэффициент,  учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

                                                                   

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

 

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

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

Определяем отношение 

;                        ;

Так как , то расчет ведем по колесу

 

 

 

 

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 10. проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузки

Остаточный деформации или  хрупкий излом зубьев предупреждается  при выполнении условия:

 

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 11. Параметры зубчатой передачи

Диаметры окружностей  выступов зубьев шестерни и колеса:

 

 

 

Диаметры окружностей  впадин:

 

 

 

Общая ширина зубчатого венца  шестерни 1 и колеса 2 определяется по формуле:

 

 

 

Таблица 2. 4. Параметры цилиндрического  зубчатого зацепления

Параметр	Обозначение	Единица измерения	Значение
			шестерня	колесо
Модуль зацепления	m	мм	1,75	1,75
Число зубьев	Z	-	60	150
Диаметр начальной окружности	dw	мм	105	262,5
Делительный	d	мм	105	262,5
Диаметр окружности вершин	da	мм	108,5	266
Диаметр окружности впадин	df	мм	100,625	258,125
Рабочая ширина венца	bw	мм	42	37
Общая ширина венца	b	мм	44	39

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет открытой цепной передачи

Проектный расчет

3. 1. Определим шаг цепи p, мм:

                                                           (1, стр. 89)

где - вращающий момент на ведущей звездочке:

 

- коэффициент  эксплуатации, который представляет  собой произведение пяти коэффициентов,  учитывающих различные условия работы передачи (1, табл. 5.7)

 

= 1,2

= 1,5

= 1,0

= 0,8

= 1,25

                                     (1, табл. 5.7, стр. 90)

- число зубьев ведущей звездочки:

 

- допускаемое  давление в шарнирах цепи:

 

V – число рядов цепи:

V=1

 

3.2. Число зубьев ведомой звездочки

 

3. 3. Определяем фактическое передаточное число

 

 

3. 4. Оптимальное межосевое расстояние a, мм:

 

3. 5. Определим число звеньев цепи

 

 

3. 6. Уточним межосевое расстояние в шагах:

 

 

3. 7. Фактическое межосевое расстояние:

 

3. 8. Определим длину цепи l, мм:

 

3. 9. Диаметр звездочек.

Диаметр делительной  окружности:

 

 

Диаметр окружности выступов:

 

 

 

где  - коэффициент высоты зуба:

 

 

 

 

- геометрическая характеристика зацепления (здесь d₃ – диаметр рожка шарнира цепи, d₃=19,05 (1, табл. К32, стр. 219)):

 

 

 

Диаметр окружности впадин:

 

 

 

Проверочный расчет

3. 10. Проверим частоту вращения меньшей звездочки n₁, об/мин:

 

 

 

3. 11. Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с ^-1:

 

где

 

 

3. 12. Определим фактическую скорость цепи:

 

3. 13. Окружная сила, передаваемая цепью,

 

3. 14. Проверим давление в шарнирах цепи p_ц, Н/мм ²:

                                              

где

  - допускаемое  давление в шарнирах цепи 

Принимаем повторяем расчет цепной передачи:

 

 

Принимаем .

Число звеньев цепи

 

Принимаем

Уточним межосевое расстояние в шагах:

.

Фактическое межосевое расстояние:

 

Определим длину цепи l, мм:

 

Диаметры делительных  поверхностей:

 

 

 

K=0, 7;

 

 

 

 

 

 

 

Фактическая скорость цепи:

 

Окружная сила , передаваемое цепью:

 

Проверим давление в шарнирах цепи:

 

 

3. 15. Проверим прочность цепи

Прочность цепи удовлетворяется  соотношением

                                                 

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности;

S – расчетный коэффициент запаса прочности: