Разработка технологического маршрута, термической обработки стальных заготовок и деталей машин

Министерство образования РФ

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ) Кафедра «КМиСТ»

Курсовая работа По дисциплине материаловедение:

«Разработка технологического маршрута, термической обработки стальных заготовок и деталей машин»

Выполнил: студент гр.11 ОПУТ

Трофимов Б. С.

Принял: Матюхин В.И.

Омск 2007 г.

Содержание Введение

1. Назначение, область применения и краткое описание изделия

2. Кинематический расчёт механизма

2.1 Выбор электродвигателя

3. Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых напряжений

3.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора

4. Разработка вала привода

4.1 Расчет вала привода

4.2 Расчет вала на усталостную прочность

5. Построение эпюры

Заключение

Введение

Курсовой проект по механике является первой расчётно-графической работой, при выполнении которой студенты применяют на практике знания, полученные на общетехнических дисциплинах: черчении, ТКМ, стандартизации и технических измерениях.

Целью курсового проектирования является закрепление и расширение теоретических знаний, развитие расчётно-графических навыков студентов, ознакомление с устройством механизмов, их узлов и деталей, привитие студентам навыков самостоятельного решения простых инженерно-технических задач.

Курсовой проект по механике представляет собой совокупность конструкторских документов и состоит из трёх этапов: эскизного, технического и рабочего проектов. Эскизный проект включает кинематическую схему машины и компоновку редуктора, технический проект представлен общим видом редуктора, а рабочий проект — пояснительной запиской, спецификацией и чертежами деталей.

Кинематическая схема машины вычерчивается на формате А2. Над штампом выполняют спецификацию основных узлов и деталей машин, изображённых на кинематической схеме. Таким образом, первый лист графической части курсового проекта даёт представление о строении машины. Выше спецификации приводят краткую техническую характеристику машины.

1. Назначение, область применения и краткое описание изделия Шнековый транспортёр — это транспортная машина предназначенная для перемещения сыпучих, кусковых и полужидких вязких тел. Он может работать в горизонтальном, вертикальном или наклонном положении. Может перемещать транспортный уголь, металлическую стружку, отходы линейного производства, мясо, сырую резину, горячую пластмассу, тесто и т. д.

2. Кинематический расчёт механизма Кинематический расчёт механизма предназначен для определения основных его кинематических параметров: угловой скорости вращения всех валов или частоты их вращения, передаточных отношений всех передач, шага тягового вала, чисел зубьев зубчатых колёс, звёздочек передач, уточнения скорости рабочего органа.

2.1 Выбор электродвигателя

1) Определяем полезную мощность рабочего органа:

(1)

где

кВт,

2) Определяем мощность электродвигателя

(2)

кВт

3) Выбрать электродвигатель единой серии, у которого мощность. Тип электродвигателя 160 S6, частота вращения n_э-975 об/мин.

4) Составить уравнение кинематического баланса машины

(3)

и определяем передаточное число

(4)

где ,

5) Определить передаваемую валами мощность

об./мин.

с^-1

=975•1,36=711,75 об/мин

с^-1

=975•¼· 0,73=177,9 об/мин

с^-1

6) Определить крутящие моменты на каждом валу:

Н· м

3. Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых

напряжений Основным материалом для изготовления зубчатой пары являются термически обработанные стали.

Мы выбираем для работы сталь 40Х Допускаемое контактные напряжения при расчетах на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни [?_нр]₁, для колеса [?_нр]₂ по выражению:

(5)

где ?_нlim -предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

Sн — коэффициент безопасности;

Z_R— коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев (ZR=1 при Ra=1,25,…0,63; ZR=0,93 при Ra=2,5,…1,25; ZR=0,9 при Ra=40,…10 мкм);

Z_V— коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (Z_V=1).

[?_нр]₁=963,3/1,1· 0,93·1=814,5

[?_нр]₂=1152,4/1,1· 0,93=974,3

?_нlim= ?_{н lim b}· K_HL,

?_нlim1=(2· 250+70)·1,69=963,3

?_нlim2=(2· 300+70)·1,72=1152,4

?_{н lim b}— предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

K_HL, — коэффициент долговечности

(6)

где N_HO =30· HB^2,4-базовое число циклов изменения напряжений;

N_HE-эквивалентное число циклов изменений напряжений.

(7)

где Т_i-величина i-го момента гистограммы;

Т-величина расчетного момента;

n_i-частота вращения вала, по которому ведется расчет передачи, об/мин; t_i-продолжительность действия нагрузки T_i, ч.

N_HE=60· 80·7971,6·2,197·0,004=336 261,22

N_HO1 =30· (280)^2,4=22 402 708,6

N_HO2 =30· (300)^2,4=26 437 005,78

Общее время работы привода:

t=(срок службы, лет)· к_сут·к_год·365 дней 24 час,

t=5· 0,26·0,7·365·24=7971,6

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [?_FP]₁ и [?_FP]₂, которые определяются по формуле (8).

(8)

где — ?_{F lim}-предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;

S_F-коэффициент безопасности;

Y_S-коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R-коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей.(Y_S=1, Y_R=1)

[?_FP]₁=636,6/1,75· 1·1=554

[?_FP]₂=454,5/1,75=322,1

?_{F lim}=?_{F lim b}· K_FL

?_{F lim}=1,8· 350·1,01=636,6

?_{F lim}=1,8· 250·1,01=454,5

?_{F lim b}-предел выносливости зубьев при изгибе, соотвествующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа;

К_FL-коэффициент долговечности.

(9)

N_FO=4· 10⁶-базовое число циклов перемен напряжений; N_FЕ-эквивалентное число циклов переменных напряжений;m_F=6

(10)

3.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора

1.Определить вспомогательный коэффициент ?_ba по вспомогательному параметру ?_bd, отражающему зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни:

(11)

тогда (12)

2.Определяем вспомогательный коэффициент к_а в зависимости от вида передачи: к_а=49

3.Определяем коэффициент распределения нагрузки между зубьями к_?=1

4.Определяем коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца к_?1=1,06, к_?2=1

5.Определяем коэффициент динамической нагрузки к_V=1,1.

6.Определяем межосевое расстояние по выражению:

(13)

мм мм

7.С этого блока проводится проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной (пусковой) нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубчатых колес.

Контактное напряжение при действии максимальной нагрузки определить из выражения:

МПа (14)

=928,67 МПа

=1110,8 МПа

8.Определить допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:

(15)

МПа

?_{H max}<[ ?_{HP max}]-данное условие выполняется

9.Выбираем угол наклона ?=0

10.Выбираем число зубьев шестерни Z₁=25

11.Рассчитать число зубьев колеса Z₂=Z₁· U=25·3,12=78

12.Определить модуль передачи

(16)

Округляем до ближайшего целого числа 3.

13.Определение рабочую ширину зацепления:

(17)

14.Определяем проверку зубьев для предотвращения усталостного излома.

Y_F1=3,92, Y_F2=3,61

15.Определить наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

[?_FP]/Y_F=min (18)

205,7/3,92=52,47-слабое звено передачи шестерня

322,1/3,61=89,22

16.Для наиболее слабого звена определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:

(19)

МПа

?_F<[?_FP] условие выполняется

17.Осуществляем проверочный расчет для предотвращения остаточной деформации.

(20)

где ?_{FP lim max}-предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа;

?_{FP lim max}=4,8· HB-при нормализации и улучшении.

МПа

18.Определить слабый элемент передачи:

[?_{FP max}]/Y_F=min (21)

960/3,92=244,89

960/3,61=265,9- слабый элемент передачи колесо

19.Определить максимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузки:

(22)

МПа

?_{F max}<[?_{FP max}], условие выполняется.

20.Определить размеры зубчатой пары: -ширину колеса b=b₂=45,86 мм

— ширину шестерни b₁=b₂+5=50,86 мм

— высоту ножки зуба h_a=m=2,9 мм

— диаметры окружностей впадин:

;(23)

;

— диаметры вершин зубьев:

;(24)

;

— диаметры окружностей впадин:

;.(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 вала привода Разработка валов привода содержит в себе все основные стадии проектирования: техническое предложение, эскизный проект, технический проект.

В начальной стадии разработки выполняется компоновка валов по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочный расчет диаметра валов по приведенному моменту, т. е. с учетом изгибающих моментов.

Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчета по коэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях. Опасными сечениями являются сечениями, в которых 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, d_w1=72,5 d_w2=226,2,d_a1=78,5, d_a1=232 мм,

— ширина колес, b₁=114, b₁=45,86 мм, Диаметры валов d_вал1=39,31, d_вал2=28,55 мм, Размеры ступиц колес:

L_ст=D_ст=1,8· 39,31=70,758 мм,

L_ст=D_ст=1,7· 28,55=48,535 мм,

?=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=55 мм,

B₁=9 мм,

R₁=0,5 мм,

D₂=62 мм,

B₂=9 мм,

R₂=0,5 мм,

h=6,4 мм,

h₁=8 мм,

h₂=h₁=8 мм,

h₃=6 мм,

h₄=5 мм,

h₅=3 мм.

4.2 Расчет вала на усталостную прочность

1. Определить опорные реакции.

Исходные даны:

l₁=70 мм

l₂=50 мм

l₃=52 мм Реакции опоры вала от сил F_t1, F_t2

;(29)

H•м; H•м Реакции опоры от сил F_r1, F_r2

;(30)

(31)

Н•м; Н•м Реакции опоры от силы F_x1

(32)

Суммарные реакции:

(33)

Н•м

Н•м

3.Определить изгибающие моменты в сечениях и построить их эпюры при действии от каждой группы сил.

от сил F_t1, F_t2

(34)

от сил F_r1, F_r2

;(35)

Н•м

Н•м от силы F_x1 в сечении :

слева ;(36)

справа (37)

; Н•м

от силы F_x в сечение :

(38)

От F_t1, F_t2 вал изгибается в одной плоскости, а от сил F_r1, F_r2 и F_x1-в плоскости, перпендикулярной первой. Полный изгибающий момент будет равен:

в сечении :

(39)

Н•м в сечении :

(40)

Н•м

4.Определить приведенный момент для каждого сечения вала

;(41)

Н•м

Н•м

5. Определить диаметры вала в опасных сечениях, мм

(42)

где — приведённый момент;

— допускаемое напряжение изгибы, МПа;

(43)

где — предел выносливости материала при изгибе, МПа;

— ориентировочное значение коэффициента концентрации;

S=2,2 — ориентировочное значение коэффициента запаса прочности.

МПа

мм

мм

6. Определить коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для каждого из опасных сечений

(44)

где — предел выносливости материала при изгибе, МПа;

— эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе, МПа;

?- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости, ?=0,9;

— масштабный фактор для нормальных напряжений;

— амплитуда нормального напряжения;

W=0,1d³ — момент сопротивления изгибу;

— коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений;

— среднее напряжение;

F_x— осевая нагрузка в сечении.

7. Определить коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

(45)

где — предел выносливости материала при кручении, МПа;

— эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении, МПа;

?- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при параметре шероховатости, ?=0,9;

— масштабный фактор касательных напряжений;

— амплитуда циклов и среднее касательное напряжений;

Т — крутящий момент

W_?=0,2d³ — полярный момент сопротивления;

— коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла.

8. Определить коэффициент запаса усталостной прочности по каждому из опасных сечений

(46)

9. Провести сравнение S?[S],

где [S] - допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности.

Условие выполняется.

5. Построение эпюры

Н

Уравнение проекции всех сил на ось ОY:

Составляем уравнение моментов на первом участке

x1=0

M_u=0

x1>a

M_u>R_B•a

M_u=764•0,072=55 Н•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

M_u=0

x2=a

Заключение

шнековый транспортер электродвигатель напряжение вал Согласно заданию в курсовом проекте спроектирован шнековый транспортёр по указанной схеме с графиком нагрузки. В процессе проектирования на первом этапе были определены основные параметры:

передаточное число зубчатых передач, передаваемые крутящие моменты, частоты вращения валов привода, силы, возникающие в механических передачах. После определения основных параметров на втором этапе были сконструированы валы, зубчатые колёса и шестерни.

В процессе конструирования пришлось столкнуться с требуемыми условиями работы изделия (условиями прочности, экономичности, эффективности использования материалов и изделий).

В курсовом проекте были получены многие конструкторские навыки работы и способы решения конструкторских задач, что способствовало получению знаний и навыков практической работы.

1. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. / Дунаев П. Ф., Леликов О.П.// - М.: Высшая школа, 1984. 264

2. А. А. Андросов Расчёт и 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. Детали машин. Атлас конструкций. Учеб. Пособие. — М. Машиностроение, 2002. — 386