Міністерство  освіти і науки України

Національный  технічний університет

“Харківський  політехнічний інститут” 
 
 
 
 
 
 
 
 

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсового  проекту за курсом

“Деталі машин”

 
 
 
 
 
 
 
 
 

Керівник проекту                                              

Розробив студент гр. МШ–                    

Харків 2007

 

ЗМІСТ

      с.

1 Вступ………………………………………………………….………………. 3

2 Вибір електродвигуна  та розрахунок основних енергетичних

кінематичних  та силових параметрів приводу………………...……………..4

3 Розрахунок передач приводу

3.1 Розрахунок  ланцюгової передачі…………………………………………. 7

3.2 Розрахунок  зубчастої конічної передачі…………………………………. 11

3.3 Розрахунок  зубчастої циліндричної передачі……………………………. 19

4 Ескізна  розробка редуктора………………………….……………………… 23

5 Розрахунок валу……………………………………….……………………... 26

6 Розрахунок  підшипників…………………………………………………….. 31

7 Розрахунок шпонкових з’єднань……………………………………………. 32

8 Розрахунок  групи нерівномірно навантажених гвинтів…………………... 33

9 Вибір  системи змащення……………………………………………………. 38

10 Вибір  муфти………………………………………………………………… 36

11 Література…………………………………………………………………... 37

12 Додатки……………………………………………………………………… 38

 

1 ВСТУП

 

    Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин — нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини.

    Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об’єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторьскі і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.

    З використанням комп’ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп’ютерів, не можна вважати, що конструювання пов’язане виключно з їх  використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв’язання технологічних задач як з використанням комп’ютерів, так і без них.

 

2 ВИБІР  ЕЛЕКТРОДВИГУНА ТА РОЗРАХУНОК  основних енергетичних кінематичних  та силових ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ

 

    Вихідні дані

    T=1550 кН

    n=20 м/с 

    1 Потужність  на вихідному валу

     
 

    2 ККД привода

     
h=h_ц·h_зк·h_зц·h³_п=0,92·0,96·0,97·0,995³=0,86 

    3 Розрахункова  потужність електродвигуна

     
 

    4 Загальне  розрахункове передаточне число

     
=(u_ц·u_зк·u_зц)_min=2·3·3=18 
=( u_ц·u_зк·u_зц)_max=6·6·6=216 

    5 Вибір електродвигуна

     
 об/хв 
об/хв

     
Приймаємо двигун 4А160S4У3: n_д=1465 об/хв; N_д=15,0 кВт 

    6 Фактичне  загальне передаточне число

     
 

    7 Розподіл загального передаточного числа 

    

 
 
 

    8 Розрахунок кінематичних характеристик приводу

     
n₀=n_д=1465 об/хв 
n_I=n₀/u_ц=1465/4=366 об/хв 
n_IІ=n_І/u_зк=366/3,06=120 об/хв 
n_III=n_II/u_зц=120/3,7=32,4 об/хв  

    9 Розрахунок енергетичних характеристик приводу

     
Р₀=Р_вх=14,94 кВт 
Р_І =Р₀·h_ц·h_п=14,94·0,92·0,995=13,68 кВт 
Р_ІІ=Р_І·h_зк·h_п=13,68·0,96·0,995=13,07 кВт 
Р_ІІІ=Р_ІІ·h_зц·h_п=13,07·0,97·0,995=12,61 кВт 

    10 Розрахунок силових характеристик  приводу

     
 Н·м 
Н·м 
Н·м 
Н·м 

    11 Розрахунок діаметрів валів

     
d₀=48мм 
 

Результати  розрахунків заносимо в таблицю1.

              Таблиця 1 — Основні параметри приводу

 

3 РОЗРАХУНОК  ПЕРЕДАЧ ПРИВОДУ

3.1 Розрахунок  роликової ланцюгової передачі

 

    Вихідні дані:

    P₁=14,94 кВт;

    n₁=1465 об/хв;

    u=4,0;

    T₁=97,4 Н·м; 

    1 Проектний розрахунок  передачі.

    1.1 Вибираємо число зубців ведучої  зірочки 
z₁=29-2·u=29-2·4=21. 
Приймаємо z₁=21. 
Число зубців веденої зірочки 
z₂=u·z₁=4·21=84 
Приймаємо z₂=84.

    1.2 Орієнтоване значення кроку ланцюга

    

    Вибираємо роликовий ланцюг ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75, для якого: 
крок t=25,4 мм; 
проекція опорної проекції шарніра А_оп=0,28·t²=0,28·25,4²=180,6 мм²; 
руйнівне навантаження F_PH=60 кН; 
маса 1 м ланцюга q=2,6 кг/м

    1.3 Кутова швидкість ведучої зірочки 
рад/с

    1.4 Перевіряємо вимогу до обмеженості кутової швидкості w₁<[w₁]

    [w₁]=180 рад/с

    Таким чином w₁=153,3 рад/с <[w₁]=180 рад/с умова обмеженості кутової швидкості виконується

    1.5 Швидкість ланцюга

      м/с

    1.6 Орієнтовна міжосьва відстань  а^’=а_t·t=40·25,4=1016 мм.

    1.7 Число ланок ланцюга 
 
Приймаємо L_t=136

    1.8 Розрахункова міжосьова відстань

    

    1.9 Дійсна міжосьова відстань

    

    1.10 Ділильний діаметр ведучої зірочки

      

    2 Розрахунок на  стійкість проти  спрацювання.

    2.1 Колове зусилля 

    2.2 Еквівалентне корисне навантаження 
F_tEсп=К_Есп·F_t=0,6·1143=685,8 H

    2.3 Допустимий тиск у шарнірах 
МПа.

    2.3.1 Коефіцієнт працездатності передачі 
С=1,33·10⁶·(Dt/t)=3,99·10⁶

    2.3.2 Сумарний термін служби передачі 
L_h=L_річ·К_доб·К_річ·365·24=8·0,3·0,7·365·24=14717 годин

    2.3.3 Коефіцієнт, що враховує вплив  кутової швидкості ведучої зірочки 

    2.3.4 Коефіцієнт параметрів передачі 
К_R=K_z1·K_a·K_u=1,19·1·0,79=0,9401

    де  К_z1 – коефіцієнт, що враховує вплив числа зубців ведучої зірочки

    

    К_а – коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані вираженої у кроках ланцюга

    

    К_u – коефіцієнт, що враховує вплив передаточного числа

    

    2.3.5 Коефіцієнт експлуатації 
K_e=K_H·K_P·K_зм=1,0·1,0·1,5=1,5

    Де  К_Н – коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів зірочок щодо горизонту, К_Н=1,0(передача горизонтальна)

    К_Р – коефіцієнт, що враховує спосіб регулювання натягу віток ланцюга, К_Р=1,0(регулювання натягу віток ланцюга шляхом переміщення опор валів передачі)

    К_зм – коефіцієнт, що враховує спосіб змащування передачі, К_зм=1,5(змащування передачі регулярне)

    2.4 Розрахунковий тиск у шарнірах  ланцюга 

      де К_Д – коефіцієнт динамічного навантаження, К_Д=1,3(навантаження з поштовхами)

    К_m – коефіцієнт, що варховує число рядів ланцюга, К_m=1,0(однорядний ланцюг)

    2.5 Умова стійкості шарнірів проти спрацювання р_с≤[р]_с

    Умова стійкості шарнірів проти спрацювання забезпечується, оскільки

    р_с=4,93 МПа ≤ [р]_с=6,7 МПа 

    3 Розрахунок ланюга  на міцність.

    3.1 Визначаємо повне зусилля в  ланцюгу 
F_S=F_t·К_д+F_V+F_f=1143·1,3+440,75+145,54=2072,19H

    3.1.1 Зусилля відцентрових сил 
F_V=q·V²=2,6·13,02²=440,75 м/с

    3.1.2 Зусилля від провисання ланцюга 
F_f=9,81·K_f·q·a=9,81·6·2,6·0,951=145,54H

    3.2 Визначаємо запас міцності ланцюга 
n=F_PH/F_S=60000/2072,19=28,95

    3.3 Допустимий коефіцієнт запасу міцності 
[n]=7+0,25·t·n₁·10^-3=7+0,25·25,4·1465·10^-3=11,56

    3.4 Умова міцності ланцюга виконується n≥[n] 

    4 Розрахунок пластин  ланцюга на втому.

    4.1 Розраховуємо еквівалентне колове  навантаження ланцюга 
F_tEвт=К_Евт·F_t=0,7·1143=800,1 Н

    4.2 Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга за умови втомної міцності пластин 
МПа

    4.3 Допустимий тиск у шарнірах  ланцюга, що гарантує втомну  міцність його ланок 
МПа.

    4.3.1 Коефіцієнт впливу числа зубців  ведучої зірочки 

    4.3.2 Коефіцієнт тривалості роботи 

    4.3.3 Коефіцієнт кутової швидкості 

    4.3.4 Коефіцієнт впливу кроку ланцюга 

    4.5 Втомна міцність пластин ланцюга достатня.

    р_вт<[р]_вт

    5 Сила, що навантажує вал передачі. 
Q=1,2·F_S=(1,15…1,2)·2613,38=3006…3136 =3100Н.

 

3.2 Розрахунок  зубчастої конічної передачі

 

    Вихідні дані: 
Номінальна потужність, яку передає шестерня N₁=13,68 кВт; 
передаточне число u =3,06; 
термін служби передачі t = 8 років. 
Фактичний (сумарний) термін служби передачі 
t_S = 24К_сут365К_годL_год = 24×0,3×365×0,7×8=14717 год. 
Короткочасно діюче максимальне навантаження при пуску в 2,2 раза більше номінального; передача нереверсивна; 
Габарити редуктора необмежені. 

    1 Вибір матеріалу та допустимих напружень для шестерні та колеса

    1.1 По табл. 3.12 (I, с. 65) назначаємо матеріал для шестерні та колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-94 (поковка); термообробка – поліпшення.  
Механічні характеристики сталі 45:

    твердість 192…240 НВ;

    тимчасовий  опір розриву s_В=750 МПа;

    границя текучості s_Т=450 МПа.

    Твердість колеса — 200 НВ₂=192…240→НВ₂=200НВ

    Твердість шестерні – НВ₁=НВ₂+(30...50) → НВ₁=230НВ

    1.2 Визначаємо допустиме напруження  вигину для шестерні:

    

    Попередньо знаходимо границю витривалості зубів при вигині, відповідно еквівалентному числу циклів зміни напружень 
 
де МПа (I, табл. 3.19, с.78). 
Коефіцієнт K_FC =1,0 (I, табл.  3.20, с. 79). 
Коефіцієнт довговічності 
 
Де показник степені кривої витривалості при вигині m_F = 6 (I, с.77). Базове число циклів змін напружень N_FO1 = 4·10⁶. 
Еквівалентне число циклів навантаження: 
 
N_i=60·t_i·n_i, 
де t_i – тривалість дії момента T_i, год; 
    n_i – частота обертання при дії момента, об/хв. 
t_i=t_S·n_i 
t₁=14717·0,2=2943,4год; 
t₂=14717·0,2=2943,4 год; 
t₃=14717·0,6=8830,2 год; 
N₁=60·2943,4·366=65·10⁶; 
N₂=60·2943,4·366=65·10⁶; 
N₃=60·8830,2·366=194·10⁶; 
T_i=g_i·T₁; 
Т₁=355 Н·м; 
Т₂=0,7·355=248,5 Н·м; 
Т₃=0,2·355=71 Н·м. 
 
При умові, N_FE>N_FO приймаємо K_FL=1 (I,с.77); 
тоді: 
 
Коефіцієнт безпеки S_F визначається за формулою: 
; 
де (I, табл. 3.21, с.78); (I, табл. 3.21, с.79). 
Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу к концентрації напружень

Y_S = 1,0 (I, с.77); Y_R = 1,0 (I, с.79). 
Допустиме напруження вигину для зубів шестерні 

    1.3 Допустимі напруження вигину  для зубів колеса: 
 
Попередньо знаходимо границю витривалості зубів при вигині, відповідно еквівалентному числу циклів зміни напружень 
, 
де мПа (I, табл. 3.19, с.78). 
Коефіцієнт K_FC = 1,0 (I, табл.  3.20, с. 79). 
Коефіцієнт довговічності 

    Де  показник степені кривої витривалості при вигині m_F = 6 (I, с.77). Базове число циклів змін напружень N_FO2 = 4·10⁶. 
Еквівалентне число циклів навантаження: 
 
N_i=60·t_i·n_i, 
де t_i – тривалість дії момента T_i, год; 
     n_i – частота обертання при дії момента, об/хв. 
N₁=60·2943,4·120=21·10⁶; 
N₂=60·2943,4·120=21·10⁶; 
N₃=60·8830,2·120=64·10⁶; 
T_i=g_i·T₂; 
Т₁=355 Н·м; 
Т₂=0,7·1040=248,5 Н·м; 
Т₃=0,2·355=71 Н·м. 
 
При умові, N_FE>N_FO приймаємо K_FL=1 (I,с.77); 
тоді: 
 
Коефіцієнт безпеки S_F визначається по формулі: 
 
де ; (I, с.78) (I, табл. 3.21, с.78); 
Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу к концентрації напружень Y_S=1,0 (I, с.77); Y_R=1,0 (I, с.79). 
Допустиме напруження вигину для зубів колеса 
.

    1.4 Допустимі напруження вигину  при розрахунку на дію максимального  навантаженням для шестерні: 
. 
Попередньо знаходимо граничне напруження, яке не викликає остаточних деформацій або хрупкого зламу зуба (I, с.78, табл. 3.19) МПа; 
коефіцієнт безпечності (I, с.80) 
. 
Отже 

    1.5 Допустимі напруження вигину при розрахунку на дію максимального навантаженням для колеса: 
. 
Попередньо знаходимо граничне напруження, яке не викликає остаточних деформацій або хрупкого зламу зуба (I, с.78, табл. 3.19) МПа; 
коефіцієнт безпечності (I, с.80) 
. 
Отже 

    1.6 Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального навантаження для зуба шестерні: 
 
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхонь зубів, що відповідають еквівалентному числу циклів зміни напружень (І, с. 74):

      
де границя контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень, 
 
Коефіцієнт довговічності 
 
де базове число циклів зміни напружень (І, рис. 3.16, с. 74) N_H01 = 1,5 × 10⁷. 
Еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень 
N_HE1 = N_FE1 = 0,73·10⁸. 
При змінному навантаженні, якщо N_HE1 >  N_H01 — K_HL1 = 1,0 (І, с. 75).

    Границя контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зубів з однорядною структурою матеріалу S_H1 = 1,1 (I, с. 75). Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь (I, табл. 3.18, с. 75), Z_R = 0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість (I, с. 75) Z_V = 1,0. Допустиме контактне напруження для шестерні 
.

    1.7 Допустиме контактне для колеса: 
 
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхонь зубів, що відповідають еквівалентному числу циклів зміни напружень: 
 
де границя контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень, 

    Коефіцієнт  довговічності

      
Де базове число циклів зміни напружень N_H02 = 1 × 10⁷ (І, рис. 3.16, с. 74). 
Еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень 
N_HE2 = N_FE2 = 0,49·10⁸. 
При змінному навантаженні, якщо N_HE2 >  N_H02     K_HL2 = 1,0 (І, с. 75).

    Границя контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зубів з однорідною структурою матеріалу S_H1 = 1,1 (I, с. 75). Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь (I, табл. 3.18, с. 75), Z_R = 0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість (I, с. 75) Z_V = 1,0. Допустиме контактне напруження для шестерні 

    1.8 Допустиме контактне напруження  передачі (І, с. 75) 
[s_Н] = [s_Н2]=405,9 МПа.

    1.9 Допустиме контактне напруження  при розрахунку на дію максимального  навантаження для шестерні та  колеса 
[s_НМ1] = [s_НМ2] = 2,8·s_T =2,8×450=1260 МПа. 

    2 Розрахунок передачі на контактну витривалість

    Згідно  рекомендаціям (І, с. 61) приймаємо зуби, що пропорційно знижуються (форма  І ГОСТ 19326–73). Обчислюємо початковий діаметр шестерні по великому торцю (1, табл. 3.14, с. 70): 
 
Номінальний крутний момент на шестерні

 Н·мм. 
Орієнтовна швидкість зубчатих колес: 
. 
По даній швидкості ступінь точності передачі — 9-а (табл. 3.33, с. 90). 
Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між зубами для прямозубих передач K_Ha=1,0 (с. 82). Коефіцієнт ширини вінця y_К=0,2. Конічну шестерню встановлюємо консольно (схема І с. 81). 
 
Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження по ширині вінця: 
К_Hb=1,1 (рис. 3.20а, с. 81). Коефіцієнт динамічного навантаження для ступеня точності зубчастих колес на одиницю грубішого установленої К_Hv=1,08 (табл. 3.16, с. 72). Коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь Z_H=1,76 (c. 73). Коефіцієнт, що враховує  механічні властивості матеріалів колес Z_М=275МПа^1/2 (с. 73).

    По  табл. 3.11 (с. 63) вибираємо число зубів  шестерні z₁=18 і коефіцієнт торцевого перекриття e_a=1,58. Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактної лінії 
 
Початковий діаметр шестерні по великому торцю 
 
Зовнішній окружний модуль 
m_te=d_w1/z₁=164,96/18=9,16 мм. 
Отриманий модуль округляємо по стандарту m_te=10 мм (табл. 9, с. 254). 
Перераховуємо початковий діаметр шестерні: 
d_w1=m_te·z₁=10·18=180 мм. 
Число зубів колеса z₂=z₁·u=18·3,06=56.

Число зубів  плоского колеса (табл. 3.9, с. 62) 
. 
Зовнішня конусна відстань (табл. 3.9) 
R_e=0,5m_te·z_c=0,5·10·57,87=289,35 мм. 
Робоча ширина зубчастого вінця (табл. 3.1, с.55)

 b_w=y_k·R_e=0,2·289,35=57,87 мм. 
Округляємо b_w=58 мм. 
Перевіряємо умову b_w£10m_te, тобто b_w=58<10m_te =10·10=100 мм. 

    3 Перевірочний розрахунок  на контактну витривалість

    Обчислюємо  середній нормальний модуль зачеплення 
мм. 
Середній початковий діаметр шестерні 
мм.

    Визначаємо  розрахункову окружну швидкість  на середньому початковому діаметрі шестерні: 
. 
По даній швидкості по (1, табл. 3.33, с. 90) ступінь точності передачі — 8-а. 
Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість передачі Z_v’=1,01 (рис. 3.17, с. 76). Уточнюємо коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.16, с. 72) K_Hv’=1,16. Початковий діаметр шестерні по більшому торцю 
 
Зовнішній окружний модуль 
мм. 
Отриманий модуль округляємо по стандарту m_te=10 мм (табл. 9, с. 254). 
Перераховуємо початковий діаметр шестерні: 
d_w1=m_te·z₁=10·18=180 мм.