Введение
Основнаяцель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентами навыковпроектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учитсярациональному выбору материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокуюэкономичность и долговечность.
Проектсостоит из пояснительной записки, спецификации и графической части.
Тематикакурсового проектирования ограничена различными типами механических приводов.Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочихмашин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма,может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощьюдополнительных устройств.
Передачаэнергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращениявала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных случаяхприменяют механические передачи (зубчатые, червячные, цепные, ременные и др.).В задание по возможности включаются объекты, изучаемые в курсе деталей машин:передачи, муфты, подшипники, соединения и др. Наиболее подходящими являютсяприводные устройства станков, транспортных, транспортирующих,строительно-дорожных и других машин. Простая конструкция привода позволяеттщательно прорабатывать его элементы.
Выбор электродвигателя и энергокинематический расчет
ПринимаемКПД: /> -открытой цепной передачи; /> - закрытой зубчатой передачи; /> - открытойзубчатой передачи; /> - пары подшипников качения; /> - муфты.
ОбщийКПД привода />.
/>
Мощность на выходе />Вт.
Мощность на входе />, />Вт.
Выбираем двигатель4АН160М4У3 с частотой вращения />мин-1, и мощностью />Вт. Так какперегрузка меньше 5%, то двигатель выбран верно.
Находим число зубьевнеизвестной шестерни через общее передаточное число:/>, />.
Итак, получаем:
/>; />; />; />; />; />.
Передаточные числа:
/>, />, />.
/>; />; />; />
Выходная циклическаячастота вращения /> рад/с.
Выходная частотавращения />,/>мин-1.
Общее передаточноечисло />, />.
Пересчитываем />, />мин-1,/>, />рад/с.
Расчитывем мощностина валах:
/>, />Вт;
/>, />Вт;
/>, />Вт;
/>, />Вт;
/>, />Вт.
Расчитываемциклические частоты вращения валов:
/>, />рад/с;
/>, />рад/с;
/>, />рад/с;
/>, />рад/с;
/>, />рад/с.
Определяемпередаваемые крутящие моменты:
/>, />Н*м;
/>, />Н*м;
/>, />Н*м;
/>, />Н*м;
/>, />Н*м. Расчетцепной передачи
Исходные данные:
мощность на валуведущей звездочки />Вт;
предаточное числопередачи />;
частота вращенияведущей звездочки />мин-1.
По таблице числозубьев меньшей звездочки />, тогда />, />.
Принимаем />, />, />, />, />, />.
Коэффициент,учитывающий условия эксплуатации:
/>, />.
Ориентировочноедопускаемое среднее давление в шарнирах />, />МПа.
Ориентировочноезначение шага цепи (число рядов м=1) />, />мм.
Так как среднеезначение ро принято при коэффициенте кэ=1, вычисленная величина шага являетсяориентировочной. Для определения оптимального шага зададимся двумя смежнвмишагами цепи ПР по ГОСТ 13568-75 и рассчитаем оба варианта.
Шаги цепи /> мм, />мм.
Разрушающая нагрузка /> Н, /> Н.
Диаметр валика /> мм, /> мм.
Масса 1 м цепи /> кг, /> кг.
Проекция опорнойповерхности шарнира /> мм2, /> мм2.
Ширина внутреннегозвена />, />мм, />, />мм.
Средняя скорость цепи/>, />м/с, />, />м/с.
Межосевое расстояние />мм, />мм.
Число звеньев цепи />, />, />, />.
Допускаемая частотавращения меньшей звездочки /> мин-1, /> мин-1. Условие nmax
Число ударов цепи />, />, />, />. Условие v
Окружная сила />, />Н, />, /> Н.
Давление в шарнирахцепи />, />МПа, />, /> МПа.
Номинальные значения /> МПа, />МПа.
Цепь 2 не подходит,так как р>[p]. Дальнейшие расчеты ведем дляцепи 1.
Натяжение цепи отцентробежных сил />, />Н.
Натяжение отпровисания цепи при /> />, /> Н.
Расчетный коэффициентзапаса прочности />, />.
/>, где 9.3 – номинальноезначение. Условие выполняется.
Принимаем роликовуюоднорядную цепь ПР-63,5-35380 по ГОСТ 13568-75. Расчетзубчатой передачи редуктора Определениечисла циклов премены напряжений.
Срок службы передачи /> ч.
Эквивалентное числоциклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность активныхповерхностей зубьев />, /> циклов.
Эквивалентное числоциклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе />, /> циклов. Определениедопускаемых напряжений
Зубчатые колесаизготовлены из стали 20Х.
Механическиехарактеристики сердцевины /> МПа, /> МПа.
Твердость зубьевколеса />,шестерни — />.
Контактные: />, />МПа, />, /> МПа.
Базовое число циклов /> циклов,коэффициент безопастности />.
Так как Nne, />.
За расчетноепринимаем допускаемое напряжение колеса />, />МПа.
Изгибные:
Принимаем пределизгибной прочности /> МПа, /> МПа, />, />, />.
Допускаемыенапряжения: для колеса />, />МПа, для шестерни />, />МПа.
Для проверкипрочности при перегрузках – предельные контактные напряжения для колеса: />, />МПа, дляшестерни />,/>МПа.
Предельное изгибноенапряжение />,/> МПа.Определение размеров передач и колес.
Принимаем />, />, />.
Ориентировочноеделительное межосевое расстояние />, /> мм.
Коэффициент />, />.
Определяем модуль />, />.
По СТ СЭВ 310-76принимаем />.
Уточняем межосевоерасстояние />,/> мм.
Делительные диаметры:
/>, /> мм;
/>, /> мм.
Диаметры вершин:
/>, /> мм;
/>, /> мм.
Диаметры впадин:
/>, /> мм;
/>, /> мм.
Ширина венцов колес:
/>, />ммПроверка на выносливость по контактным напряжениям.
Частота вращения 4-говала />, /> мин-1.
Окружная скорость />, />м/с.
Принимаем 9-ю степеньточности.
Определяем диаметрыосновных окружностей колес при />:
/>, /> мм.
/>, /> мм.
Определяем углыпрофилей зубьев в точке на окружности вершин />, />; />, />.
Коэффициент торцовогоперекрытия />/>.
Коэффициент,учитывающий суммарную длинну контактных линий />, />.
Удельная окружнаядинамическая сила при /> и />:/>, />Н/мм.
Коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при /> и />: />, />.
Удельная расчетнаяокружная сила />, />Н/мм.
Расчетные контактныенапряжения при /> и /> />, />МПа.
shПроверка зубьев на выносливость по напряжениям отизгиба.
Коэффициент шириныколеса по модулю />, />.
Коэффициентучитывающий форму зуба />, />.
Определяем отношение /> для шестернии для колеса />.
Таким образом, расчетследует вести по шестерне.
Коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем Кfb=1.04.
Коэффициент среднегоизменения суммарной длинны контактных линий />, />.
Коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев />, />.
Удельная окружнаядинамическая сила при />:
/>, /> Н/мм.
Для прямозубых колес />.
Коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку />, />.
Удельная расчетнаяокружная сила />,/>Н/мм.
Напряжения от изгибадля менее прочного зубчатого колеса при />:
/>, /> Мпа.
Предельная изгибнаяпрочность />Мпа.Изгибная прочность зубьев обеспечена.
Расчет открытых зубчатых передач Перваяпара зубчатых колес.
Принимаем />, />, />.
Ориентировочноеделительное межосевое расстояние />, />мм.
Определяем модуль />, />.
По СТ СЭВ 310-76принимаем />.
Уточняем межосевоерасстояние/>,/>мм.
Делительные диаметры:
/>, /> мм;
/>, /> мм.
Ширина венца:
/>,/>мм.
Диаметры основныхокружностей:
/>, /> мм;
/>, /> мм.Вторая пара зубчатых колес.
Принимаем />, />, />.
Ориентировочноеделительное межосевое расстояние />, /> мм.
Определяем модуль />мм.
По СТ СЭВ 310-76принимаем />.
Уточняем межосевоерасстояние />,/>мм.
Делительные диаметры:
/>, /> мм;
/>, /> мм.
Ширина венца:
/>, /> мм.
Диаметры основныхокружностей колес:
/>, /> мм;
/>, /> мм. Расчетвалов Выборматериала валов.
Для правильноговыбора материалов валов и термообработки их необходимо знать тип подшипников, вкоторых вращается вал, характер посадок деталей на валу (подвижные или снатягом), характер действующей нагрузки.
Первый валбыстроходный, вращается в подшипниках качения. На шпонках насажено зубчатоеколесо Z1. На валу ведомый шкив ременнойпередачи. Трущихся поверхностей на валу нет. Для обеспечения достаточнойизносостойкости поверхностей этого вала выбираем легированную сталь 40X. Для условий крупносерийногопроизводства приемлемым видом термообработки поверхностей является закалка снагревом ТВЧ до твердости HRC 50…54. Механическиехарактеристики: dВ=730 МПа, dТ=500 МПа, tТ=280 МПа, d-1=320 МПа, t-1=200 МПа, YВ=0.1, Yt=0.05.
На втором, третьем ичетвертом валах, вращающихся в подшипниках качения, на шпонках насаженызубчатые колеса Z2, Z3, Z4, Z5 и две звездочки. Трущихсяповерхностей на валу нет. Наиболее подходящим материалом является сталь 45.Термообработка – улучшение, твердость не менее HB 200. Механические характеристики: dВ=560 МПа, dТ=280 МПа, tТ=180 МПа, d-1=250 МПа, t-1=150 МПа, YВ=0, Yt=0.
Пятый вал вращается вподшипниках качения. На шпонках насажено зубчатое колесо Z6. На валу расположено упругаявтулочно-пальцевая муфта. Материал и термообработку принимаем теми же, что идля первого вала.Ориентировочный расчет диаметров валов.
Диаметр 5-го вала />, /> мм.
Диаметр 4-го вала />, /> мм.
Диаметр 3-го вала />, /> мм.
Диаметр 2-го вала />, /> мм.
Диаметр 1-го вала />, /> мм.Расчет тихоходного вала редуктора.
Окружная сила назубчатом колесе:
/>, /> Н.
Радиальная сила (/>, />) />, /> Н.
Сила действия муфты:
Fm=0.3*Ft,Fm=669.3 H.
Для вертикальнойплоскости.
SM(A)=0: Fr*140-Bb*280=0;
Bb=Fr*140/280=406.25H.
SM(B)=0: Ab*280-Fr*140=0;
Ab=Fr*140/280=406.25H.
Для горизонтальнойплоскости.
SM(A)=0: Ft*140-Bг*280-Fm*520=0;
Bг=(Ft*140-Fm*520)/280=-127.5 H.
SM(B)=0: Aг*280-Ft*140-Fm*240=0;
Aг=(Ft*140+Fm*240)/280=1689.9 H.
Вертикальнаяплоскость.
Для I-го участка:
M(x)=Ab*x;
M(0)=0 H*м;
M(140)=Ab*140=56.88H*м.
Для II-го учaстка:
M(x)=Ab*(140+x)-Fr*x;
M(0)=Ab*140=56.88H*м;
М(140)=Ab*280-Fr*140=0 H*м.
Горизонтальнаяплоскость.
Для I-го участка:
M(x)=Aг*x;
M(0)=0 Н*м;
M(140)=Aг*140=236.59 Н*м.
Для II-го участка:
M(x)=Aг*(140+x)-Ft*x;
M(0)=Aг*140=236.59 Н*м;
M(140)=Aг*280-Ft*140=160.69 Н*м.
Для III-го участка:
M(x)=Aг*(280+x)-Ft(140+x)+Bг*x;
M(0)=Aг*280-Ft*140=160.69 H*м;
M(240)=Aг*520-Ft*380+Bг*240=-12 Н*м.
Значение суммарногоизгибающего момента />, />Н*м.
Эквивалентный момент />, />Н*м.
Диаметр вала врасчитываемом сечении />, /> мм.
Нагрузка в опоре А />, />Н. Нагрузка вопоре В />,/>Н.
Предварительнаядинамическая эквивалентная нагрузка при />, />, />, />:
/>, /> Н.
Потребнаяориентировочная динамическая грузоподъемность при />, />:
/>, />Н.
Выбираем подшипниксредней серии с условным номером 320 и грузоподъемностью 136 кН: /> мм, /> мм, /> мм, /> мм.
Выбираем шпонку по СТСЭВ 189-75:
/> мм, /> мм, /> мм, /> мм.
Рабочая длина шпонкипри /> МПа />, /> мм.
Полная длина />, />мм.
Принимаем длинушпонки под колесо /> мм, под муфту l=100 мм.Окончательный расчет валов.
По аналогии спредыдущим расчитываем оставшиеся валы.
4-й вал:
диаметр вала 75 мм;
выбираем подшипниксредней серии с условным номером 315 и грузоподъемностью 89 кН: d=75мм, D=160 мм, B=37 мм,r=3.5 мм;
выбираем шпонку по СТСЭВ 189-75b=22 мм, h=14 мм, t1=9 мм, t2=5.4 мм, под колесо l=100 мм, под звездочку l=90 мм.
3-й вал:
диаметр вала 60 мм;
выбираем подшипниксредней серии с условным номером 312 и грузоподъемностью 64,1 кН: d=60 мм, D=130 мм, B=31 мм,r=3.5 мм;
выбираем шпонку по СТСЭВ 189-75b=18 мм, h=11 мм, t1=7 мм, t2=4.4 мм, под звездочку l=90 мм, под колесо l=80 мм.
2-й вал:
диаметр вала 45 мм;
выбираем подшипниксредней серии с условным номером 309и грузоподъемностью 37.8 кН: d=45 мм, D=100 мм, B=25 мм, r=2.5 мм;
выбираем шпонку по СТСЭВ 189-75b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм, t2=3.8 мм, под меньшее колесо l=63 мм,под большее колесо l=70 мм.
1-й вал:
диаметр вала 35 мм;
выбираем подшипниксредней серии с условным номером 307 и грузоподъемностью 26,2 кН: d=35 мм,D=80 мм, B=21 мм,r=2.5 мм;
выбираем шпонку по СТСЭВ 189-75b=10 мм, h=8 мм,t1=5 мм,t2=3,3 мм,под меньшее колесо l=36 мм,под большее колесо l=50 мм.Подбор и проверочный расчет муфты.
Для присоединениячетвертого вала привода к нагрузке применим упругую втулочно-пальцевую муфту(МУВП), размеры которой выберем по таблице в зависимости от допускаемогомомента Tkp=2000 Н*м: d1=110; d2=48; l=105; l1=30; l2=48; B=8; L=218; D=260; d=63;D1=200; B1=71.
Размер пальцев ивтулок для упругой втулочно-пальцевой муфты, мм: d0=24; d1=M16; d2=13; d3=32; l=106; l1=52; l2=24; l3=3; l4=5; b=3; b=2; l5=44; l6=6; t=11; S=8;D=4.5; d4=32; d5=32.
Радиальная нагрузкана вал от муфты составляет примерно 0,2…0,3 от окружного усиления по диаметруокружности расположения пальцев. Определениеразмеров корпуса редуктора
Корпус выполняется из чугунамарок: СЧ 15-32 или СЧ 18-36.В корпусе размещаются детали передач, подшипникии смазочные устройства. Корпус разъемный и состоит из крышки и основания.
Положение основания икрышки фиксируется двумя штифтами. Размеры штифтов даны в СТ СЭВ 239-75 и СТСЭВ238-75.
Для созданиягерметичности корпуса плоскости его разъема перед сборкой покрываются спиртовымлаком или жидким стеклом. Применение уплотнительных прокладок недопустимо.
РАЗМЕРЫ КОРПУСА:
Толщина стенкикорпуса и редуктора:
δ=0.025a+1=3.05мм. Выбираем 8мм.
δ1=0.02a+1=2.64мм. Выбираем 8мм.
Толщина верхнегопояса фланца корпуса.
b= 1.5δ=12мм.
Толщина нижнего поясафланца крышки корпуса.
b1=1.5δ1=12мм.
Толщина нижнего поясакорпуса.
Без бобышки: p=2.35δ=18.8мм.
При наличии бобышки: p1=1.5δ=12мм. p2=1.5δ=12мм.
Толщина ребероснования корпуса:
m=0.9δ=7.2мм.
Толщина ребер крышки:
m1=0.9δ=7.2мм.
Диаметрфундаментальных болтов:
d1=0.9δ+12=14.9мм.
Диаметр болтов:
у подшипников d2=0.72d1=10.7мм;
соединение основаниякорпуса с крышкой d3=0.55d1=8.2мм;
крепящих смотровуюкрышку d4=0.35d1=5.2мм.
Расстояние отнаружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d1, d2, d3 (Ci*** ):
/>
Ширина нижнего иверхнего пояса основания корпуса(ki***):
/>
Размер q, определяющий положение болтов:
q>0.5d2+d4=11.35мм.
Высота бобышки hб под болт d2. hб выбирают конструктивно так,чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.
Размеры элементовбобышки:
Rб=0.5D1=0.5*16=8 мм; r1=0.15Rб=0,15*8=1,2 мм.
Размеры опорнойповерхности D1 и h под головки болтов и гайки принимают по ГОСТ12876-67.
Гнездо под подшипник:
диаметр отверстияпринимается по наружному диаметру подшипника или стакана;
Dn=215 мм.
Винты креплениякрышки подшипника d4=6мм. Принимают по ГОСТ 18511-73… ГОСТ18514-73.
Диаметры окружностирасположения винтов Dв. Диаметр гнезда: Dk=D2+2…5=96+4=100 мм, где D2 диаметр фланца крышки.
Диаметр рым-болта.
dр выбирают по ГОСТ 4751-73 взависимости от массы редуктора.
Размеры штифта:
диаметр dм≈d3 (размеры по СТ СЭВ 239-79)
длина lм=b+b1+5=12+12+5=29мм.
Наименьшийзазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
по диаметру A=1.2δ=1.2·8=9.6мм.
по торцам A1=δ=8мм.
Для уменьшения потерьна трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатыхколес, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяют смазку.Так как окружная скорость колес меньше 15 м/с, то применим картерный(окунанием) способ смазывания. Так как не удастся осуществить смазку окунаниемколес, применим вспомогательные смазочные шестерни, выполненые изнеметаллических материалов с шириной венца (0,4…0,5)b, где b– ширина основного колеса (25,2…31,5) мм. При картерной смазке объем маслянойванны редуктора принимается из расчета 0,4…0,8 л. масла на 1 кВт передаваемоймощности, однако при этом толщина слоя масла под зубчатым колесами должна бытьне менее двух толщин стенки корпуса. (V=0,56…1,12л.). Уровень масла в корпусе контролируется с помощью маслоуказателя. Приработе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиватьсядавление в корпусе, что вызовет просачивание масла через уплотнения и стыки.Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применим отдушины. (Используемое масло: индустриальное (ГОСТ 20799-75) И-20А с вязкостью 17…23 мм2/с,при t=500C).
Заключение
Основнаяцель курсового проекта по деталям машин выполнена. Работая над проектом,выполнили расчёты, выполнили рациональный выбор материалов и форм деталей,стремясь обеспечить их высокую экономичность и долговечность. Курсовой проектшироко использует ГОСТы, учебную и справочную литературу. Приобретённый опытявляется основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинами для дипломного проектирования, а также всей дальнейшей конструкторскойработы.
Проектсостоит из пояснительной записки, спецификации и графической части. Объем этихдокументов зависит от объема всего проекта, устанавливаемого учебными программамидля соответствующих специальностей.
Список использованных источников
1. А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф.Калачев, В.Т. Радкевич, А.А. Миклашевич Курсовое проектирование деталей машин:Справ. Пособие. Часть 1,2.
2. Анурьев В.М. Справочникконструктора — машиностроителя. — М.: Машиностроение, 1979.
3. Детали машин. Атлас конструкций /Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1968.
4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Деталимашин. – М.: Высш. Школа, 1976.
5. Курсовое проектирование деталеймашин/С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение,1979.