Детали машин. 13

Вступ

 

Технічний рівень всіх галузей  промисловості в значній мірі визначається рівнем машинобудування. На основі розвитку машинобудування  відбувається компенсація механізації  та автоматизації виконавчих процесів промисловості.

Створення нових машин, які відповідали б сучасним вимогам, пов’язане з потребою підготовки висококваліфікованих інженерних кадрів машинобудівного профілю, здатних розв’язувати питання розрахунків, конструювання, виробництва та така підготовка ведеться на базі викладання студентам фундаментальних загальноосвітніх, загально інженерних і спеціальних дисциплін. експлуатації машин високого технічного рівня. Виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин" закінчує загально технічний рівень підготовки студентів. Це перша самостійна творча інженерна робота, при виконанні якої використовуються знання з різних дисциплін.

Об'єктом курсового  проекту є проектування приводу  до стрічкового конвеєра для подачі деталей на зборку. При виконанні  курсового проекту поступово  проходимо етапи розрахунків від вибору електричного двигуна з потрібною потужністю, до робочих креслень редуктора. При виконання проекту користуємося ГОСТами та каталогами по розрахунку та проектуванню деталей  та вузлів машин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Опис конструкції приводу

 

 

 

 

 

Привід складається з електродвигуна 1, , редуктора 8, пружної втулочно-пальцевої муфти 2.

При вмиканні двигуна 1, оберти від нього передаються на вал черв’яка редуктора через муфту2. Черв’ячний вал передає обертання через черв’як 3 на проміжний вал 5, з якого, в свою чергу, обертання передається на тихохідний вал 6 через циліндричну передачу 4,7. З тихохідного вала обертальний момент передається на вихідний вал редуктора.

Конструкція приводу  повинна бути надійна в роботі, зручна для обслуговування і експлуатації, мати мінімальну кількість незапланованих зупинок за час експлуатації, піддаватися ремонту.

 

 

3. Вибір електродвигуна. Кінематичний та силовий розрахунок.

 

3.1 Розрахункова потужність  двигуна:

де      

η_А – ККД муфти,      η_А=0,99;

η_{І п.п.} – ККД першої пари підшипників,  η_{І п.п}=0,99;

η_{І з.п.} – ККД червячного зачеплення,   η_{І з.п}=0,9;

η_{ІІ з.п.} – ККД другого зубчастого зачеплення, η_{ІІ з.п.}=0,98;

η_{ІІ п.п} – ККД другої пари підшипників,  η_{ІІ п.п}=0,99;

η_{ІІІ п.п.} – ККД третьої пари підшипників,  η_{ІІІ п.п.}=0,99;

  

По розрахунковій потужності вибираємо  електродвигун [2,с.26]. Вибираємо двигун марки 4А132М4УЗ ГОСТ 19523-81 з наступними технічними даними:

синхронна частота обертання:   n_c=1500 об/хв.;

потужність двигуна:                   Р=11 кВт;

 магнітне ковзання:                      S=2,8%;

                                                      

Асинхронна частота:

об/хв.

3.3 Розбивка загального передаточного відношення приводу на передаточні відношення окремих ступенів:

Визначимо передаточне відношення приводу

Визначимо передаточне відношення черв’ячної передачі:

приймаємо

Передаточне відношення тихохідного ступеня приймаємо U_т = 6,3 [1, с. 72]

     Визначимо фактичні значення передаточного відношення приводу

передаточне відношення редуктора

U_ред = · = 20 · 6,3 = 126

3.5 Частота обертання черв’яка:

 Частота обертання  проміжного валу:

n_п = об/хв.

Частота обертання тихохідного  валу:

n_т = об/хв.

Визначення обертальних моментів на валах:

На валу двигуна:

Т_дв = 9550 Н·м

На швидкохідному валу редуктора:

 На проміжному валу редуктора:

 На тихохідному валу редуктора:

 

 

  4. Розрахунок деталей редуктора на міцність

 

 4.1 Розрахунок черв’ячної зубчастої передачі редуктора

Визначаємо міжосьову  відстань

Т′_Р – розрахунковий момент

Т′_Р = Т_max · К_нд · К_н

де К_нд – коефіцієнт довговічності по контактним напруженням

К_НЕ – коефіцієнт еквівалентності

 Машинний час роботи  приводу:

 Наробка:

База контактних напружень [1, с. 82. рис.4,6] для сталі 40Х при 46 HRCэ

Тоді для черв’яка швидкохідного валу:

Коефіцієнт довговічності:

K_FE=0,84 – коефіцієнт еквівалентності по прогину [1, c.77. таб. 4.1]

Попереднє значення швидкості ковзання:

-

Приймаємо черв’як зі сталі 18ХГТ з цементацією та закалкою до твердості HRC 56 – 63.

Допустиме напруження [1, с.214. таб. 7.3]

По рисунку [1, c. 214, рис.7.1] для , С_V =0,85

Міжосьова відстань

Приймаємо з стандартного ряду значення а=224 мм [1,с. 51]

К¢=1 [1,с.216]

Число зубців колеса:

Визначаємо модуль:

Приймаємо стандартний  модуль m=8

Визначаємо коефіцієнт діаметра черв’яка:

Визначаємо коефіцієнт зміщення:

Коефіцієнт зміщення:

Приймаємо z₂=40, q=16

Визначаємо  кут підйому витка на початковому  діаметрі, який при х=0 співпадає  з ділильним:

Довжини черв’яка:

Приймаємо b₁=140

Ширина вінця черв’ячного колеса:

 b¢₂ = 0,355×а=0,355×224=79,52

Приймаємо з стандартного ряду значення b₂ = 80 мм [1,с. 51]

Перевіряємо фактичне контактне напруження:

Ділильний діаметр : d₂=m×z₂=8×40=320

Початковий діаметр черв’яка при  х=0:

Фактична швидкість  ковзання:

Визначаємо коефіцієнт концентрації:

Швидкість колеса :

Коефіцієнт динамічності по [1, таб. 4.11] К_u=1,01

Розрахунковий момент:

Уточнюємо допустиме напруження:

Граничне контактне напруження:

Напруження згину [1, c.214, таб.7.3]:

Еквівалентне число  зубців:

Напруження згину в зубах  колеса:

Коефіцієнт форми зуба Y_F=1,48 [1, c. 219]

Колова сила на колесі:

 

Геометричний розрахунок черв’ячної передачі

Визначаємо діаметр вершини  витків:

Діаметр впадин витків:

Діаметр вершини зубів черв’ячного  колеса:

Найбільший діаметр колеса:

Діаметр впадин:

Радіус закруглення  колеса:

Колова сила на червяці:

Радіальна сила:

 

4.2 Розрахунок тихохідної зубчастої передачі редуктора

  Визначаємо міжосьову відстань

 U_Т =6,3

К=315 для прямозубих передач;

y_а =0,315 [1, с.53];

Наробка колеса проміжного валу:

База контактних напружень [1, с. 82. рис.4,6] для сталі 40Х при 46 HRCэ

Визначаємо коефіцієнт навантаження:

Попередні значення колової  швидкості:

де С_V = 17,5   при ТВЧ₁ + ТВЧ₂   [1, с. 95, табл. 4.9]

 [1,с.92]

Коефіцієнт розподілення навантаження:

При  для шостої схеми передачі по [1, с. 93,табл. 4.7] приймаємо    

Знаходимо коефіцієнт К_НV при 8 степені точності та V=0,36 м/с

    [1, с. 96, табл. 4.11]

Розрахунковий момент:

Допустимі контактні  напруження: [1, с.90, табл. 4.6]

Приймаємо з стандартного ряду значення а=315 мм [1, с.51];

Визначаємо фактичну швидкість

 

Фактичні контактні  напруження:

b₂ = 

Приймаємо з стандартного ряду значення b₂ = 100 мм [1,с. 51]

Максимальне контактне  напруження

 

 Розрахунок  зубців на згин

 

Колова сила в зачеплені:

Модуль зубчастої передачі

- тихохідна ступінь

Приймаємо ГОСТ 9563-60

де k = 5,0 для прямозубої передачі.

K_Fд – коефіцієнт довговічності по згину.

 

Де m = 9 при закалці [1, с.82],

Коефіцієнт еквівалентності по згину 

 циклів-база згинальних напружень

База контактних напружень:

-

Коефіцієнт навантаження по згину:

де k_Fa - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу згинальних навантажень між зубцями. k_Fa = 1 [1, с.92]

k_Fb- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажень по довжині зуба

 

К_FV – коефіцієнт, що враховує динамічний характер роботи приводу К_FV  =1,03

Знаходимо коефіцієнт навантаження по згину

Допустимі напруження згину:

 - границя витривалості по згину [1, с.90, табл.4.6]

Визначимо ширину шестерні:

Приймаємо із стандартного ряду b₁=112 мм [1, с. 51]

Визначаємо сумарну  кількість зубів:

Приймаємо Z = 78зубів

 

5.2.3 Кількість зубців шестерні:

Приймаємо Z = 10

Кількість зубців колеса:

z₂ = z_S - z₁ = 78 – 10 = 68 зубів

 Фактичне передаточне  число:

-

Розходження:

 

 Фактичні згинні напруження в зубцях шестерні:

де  - коефіцієнт форми зуба [1, с. 101, табл.4.13]

коефіцієнт нахилу зуба

Напруження згину у  зубцях колеса:

де - коефіцієнт форми зуба [1, с. 101,табл.4.13]

 

Геометричний  розрахунок зубчатих передач

 

Ділильний діаметр колеса:

Діаметри вершин зубців

для шестерні:

для колеса:

Діаметри западин

для шестерні:

для колеса:

Сили в зачеплені  циліндричних передач

 

Радіальна сила

Нормальна сила

 

5. Орієнтовний розрахунок валів на кручення

 

Обчислюємо діаметри валів за формулою:

 

Діаметр швидкохідного вала під муфту:

Приймаємо =15…20  МПа.

По стандартному ряду діаметрів [1, c. 296] приймаємо

Діаметр проміжного вала під підшипником:

Приймаємо d_п = 70 мм.

Діаметр тихохідного  вала під муфтою:

По стандартному ряду діаметрів [1, c. 296] приймаємо

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Вибір муфти

 

 Для з’єднання швидкохідного валу редуктора з валом червяка необхідно застосовувати пружну втулочно-пальцеву муфту, яка частково гасить ударні навантаження і допускає деяке осьове зміщення.

Виходячи з цих умов приймаємо для швидкохідного валу пружну втулочно-пальцеву муфту за ГОСТ 21424-75

   

                       

 

Оскільки розрахунковий  обертальний момент

Т_р = К∙Т_т = 1,5·69,86=104,79Н ·м,

то згідно з цим  моментом  вибираємо параметри  муфти:

[T], Н·м	d	D	L	l
250	40	140	225	110

 

 

 

 

 

 

 

7. Вибір підшипників

 

На швидкохідному валу редуктора використаємо радіальні шарикові підшипники.

На проміжний вал ставимо роликопідшипники конічні однорядні.

На тихохідному валу ставимо радіальні шарикові підшипники.

Враховуючи розміри  діаметрів валів за ГОСТ 8338-75 вибираємо такі підшипники:

 

Таблиця 8.1- Підшипники

Вал	Умовне позначення	d	D	B	Вантажепід’ємність підшипника, кН
					Динамічна, С	Статична, С0
Швидкохід	208	40	80	18	32	17,8
Проміж.	7214	70	125	26	96	82
Тихохід.		130	180	34	124	79

 

7.1 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу

 

Визначимо номінальну довговічність  підшипників

     годин

Де С- динамічна вантажопід’ємність; С=81900Н

Р- еквівалентне навантаження;

    р=3 [1,с. 359]

Знайдемо еквівалентне навантаження

    

     де  -сила реакції, що виникає в підшипниковій опорі

 V- коефіцієнт обертання; V=1 [1,с. 359];

    - коефіцієнт навантаження; [1, с. 362, табл.12.27];

    - температурний коефіцієнт; [1, с. 359].

 

8. Уточнений розрахунок валів і розрахунок валів на довговічність

 

8.1 Розрахунок тихохідного валу

 

На тихохідний вал редуктора діє сила, що виникає в зубчастому зачепленні .

Знайдемо сили реакції  в підшипникових опорах

Побудуємо епюру обертальних  моментів

Побудуємо епюру згинаючих  моментів

 

Побудуємо епюру приведених моментів за третьою теорією міцності

Визначимо мінімально необхідний діаметр вала за третьою теорією  міцності в небезпечному перерізі

 

; де W-момент опору, для круглого перерізу ,

-допустиме напруження;

Діаметр тихохідного  валу в точці 

приймаємо [1,с. 51]

 

Діаметр тихохідного  валу під муфтою

приймаємо [1,с. 51]

 

 

8.2 Перевірка запасу міцності

 

Перевіримо запас міцності за межею витривалості в небезпечному перерізі. Концентрація напружень тут зумовлена шпоночним пазом.

Визначаємо загальний  коефіцієнт запасу міцності [1,с.297]

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напруженнях

[1,с.297]

, [1, с.88,табл. 4.5]

= 1,5 [1, с. 300]

 

= 0,59 [1, с.301табл. 11.6]

= 1 [1, с.298]

Оскільки дві шпонки

d = 0,140 м,

, оскільки 

9.8 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності в перерізі по крученню

 

= 1,4 [1, с. 300]

= 0,59 [1, с.301табл.. 11.6]

= 1, [1, с. 299]

 

 

 

Запас міцності цілком задовільний.

 

 

9. Перевірочний розрахунок шпонок

 

У більшості випадків у редукторах для кріплення коліс  та муфт на валах застосовують призматичні  шпонки. На вихідних кінцях валів при  їх достатній довжині використовують звичайні шпонки по ГОСТ 23360-78. Для полегшення демонтажу шпонок з валів їх виконують зі скосом на краю.

Найбільш небезпечними деформаціями для шпонок та пазів  є деформації зминання, тому дані елементи і розраховують на зминання від обертального моменту на валу:

 

9.1 Тихохідний вал, під колесом зубчатим

 

d = 0,140 м, Т_Т =8459,24 Нм

Розміри шпонки згідно з  ГОСТ 23360-78

bxhxl = 35x20x140 , t1=11 мм, де b- ширина шпонки; h- висота шпонки; l- довжина шпонки; t₁- глибина шпонкового паза.

Робоча довжина шпонки l_p = l – b = 140-35 = 115 мм.

Перевіряємо шпонку на зминання:

,

Т – обертальний момент на валу

оскільки на тихохідному  валу для передачі обертального руху від зубчатого колеса на вал використовуються дві шпонки, тоді формула буде мати вид:

 

Умова виконується.

 

 

9.2 Тихохідний вал під муфтою

d = 0,12 м, Т_Т =8459,24 Нм

Розміри шпонки згідно з  ГОСТ 23360-78

bxhxl = 32x18x110 , t1=11 мм, де b- ширина шпонки; h- висота шпонки; l- довжина шпонки; t₁- глибина шпонкового паза.

Робоча довжина шпонки l_p = l – b = 110-32 = 78 ммПеревіряємо шпонку на зминання:

,

Умова виконується.

 

 

9.3 Проміжний вал

 

d = 70 мм, Т_п = 1370 Нм.

Переріз шпонки bxhxl = 22x12x50 , t1= 9 мм,.

Робоча довжина шпонки l_p = l – b = 50-22 = 28 мм.

оскільки на промыжному валу для передачі обертального руху від зубчатого колеса на вал використовуються дві шпонки, тоді формула буде мати вид:

Умова виконується.

 

 

9.4 Швидкохідний вал шпонка під муфтою

 

d = 40 мм, Т_дв = 69,86 Нм.

bxhxl = 10x8x45 , t1= 5 мм.

Робоча довжина шпонки

 

 

Умова виконується.

 

 

10  Вибір мастильного матеріалу

 

Основне призначення  змащування - зменшення сили тертя, зниження швидкості зношування і  відвід тепла від місця контакту. При збільшенні контактних напружень  потрібна кінематична в'язкість збільшується. Однак при цьому погіршується відвід тепла від контактуючих поверхонь, збільшуються гідравлічні втрати.

Мастильний матеріал обирають по необхідній в’язкості з урахуванням контактного напруження σ_н( МПа ) і колової швидкості v.

Колова швидкість в зачепленні І ступеня:

V =

 

Приймаємо необхідну  в’язкість [1, с. 441]

Колова швидкість в  зачепленні ІІ ступеня:

V =

 

Приймаємо необхідну в’язкість [1, с. 441]

Вибираємо рідину кремнійорганічну 132-24 ГОСТ 10957-74

 

 

Список використаної літератури

 

 

1. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцов Б.С. и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение 1984.

 

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, М.: Высшая школа, 1985. – 416 с.

 

3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. – Х.: Основа, 1991. – 276 с.

 

4. Журавлев В.Н., Николаев О.И. Машиностроительные стали: Справочник. М.: Машиностроение, 1981. – 391 с.

 

5. Иванченко А.А. Расчеты грузоподъемных машин, М.: Машиностроение, 1978. – 185 с.