Проектирование деталей, узлов и машины

Содержание

Введение  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .3 

1 Кинематический и силовой расчет  привода…………………………………5

2 Расчет цепной передачи ………………………………………………………7

3 Расчет зубчатых передач

3 Расчет червячной ступени……………………………………………..9

4 Расчет валов

4.1 Проектировочный расчет……………………………………………13

4.2 Проверочный расчет………………….………………………………14

5 Проверка подшипников

5.1 Проверка  подшипников тихоходного вала…………………………19

5.2 Проверка подшипников быстроходного вала………………………20

6 Проверка шпоночных соединений  ………………………………………….21

7 Смазка редуктора……………………………………………………………..22

8 Расчет приводного вала……………………………………………………..

9 Сборка редуктора……………………………………………………………23

10 Экономическое обоснование принятых конструктивных решений………24

11 Литература……………………………………………………………………25

 

Приложения

А4 Спецификации.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Цель курсового проекта  по деталям машин: способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных во время изучения данного курса  и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом.

Проект способствует развитию творческой инициативы и готовит  студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных  технических дисциплин, а также  к выполнению дипломного проекта  и решению производственных конструкторских  задач.

Курсовое проектирование по деталям  машин является первой конструкторской  работой студентов, при выполнении которой применяются знания, полученные после изучения как самого курса  «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической  механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления  материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1. Выбор электродвигателя

Исходные данные для расчета:

F_t – тяговое усилие ленты конвейера, F =4 кН;

V – скорость движения ленты  , V = 0,45 м/с;

t –шаг цепи, t =80 мм

z –число зубьев, z=11

1.2 Необходимая  мощность привода(кВт):

Р_необх =F_t V∙10^-3=4∙0,45=1,8кВт.

1.3 С учетом потерь в кинематической цепи определяем потребляемую мощность электродвигателя:

 

где - кпд муфты, ;

-кпд  цепной передачи, ;

- кпд пары  подшипников, ;

    - кпд червячной передачи, ;

1.4 Определяем необходимую частоту вращения вала электродвигателя (мин^-1):

;

где  n_B – частота вращения приводного вала, мин^-1;

U_прив. – передаточное число кинематической пары привода;

     

По найденным значения P и n выбираем асинхронный электродвигатель   АИР 90L4  ТУ16-525.564-84. Р_эл.=2.2кВт; n_эл.=1395 мин^-1.

1.5 Определение крутящих моментов и частот вращения на валах

 После выбора электродвигателя  и  записи его параметров  мощности и частоты вращения, уточняем передаточные числа  кинематических пар.

 

 

 

 

 

 

1.7 Определяем крутящие моменты

Крутящий момент на выходном валу(H∙м)

 Найдем D_зв (диаметр тяговой звездочки) для определения крутящего момента на выходном валу:

м

 ;

 

Где - передаточное число между выходным и предыдущим валами,

-КПД.

 

Таким же образом определяем частоты  вращения валов.

n₁=n_эл ,n₂=n₁ /U_1-2

 

вал	Т,Н∙м	n, мин-1
1	14.2	1395
2	196	90
3	560	30

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 2.Расчет цепной передачи

 

Исходные данные для расчета:

n₁ =90 мин^-1 – обороты на валу ведущей звездочки;

 кВт – мощность на ведущей  звездочке;

U = 3-4– передаточное число цепной передачи;

2.1 Согласно методике расчета принимаем для U = 3 ; Z₁=25 .

 

2.1.1 По формуле Z₂=Z₁U=25*3 = 75;

2.1.2 По формуле (2.11) предварительно находим .

 

2.2 Определяем расчетную мощность P_p по формуле (2.12) , принимая из табл. 2.5 :

 

где, K_д =1 – коэффициент динамичности нагрузки;

K_а =1 – коэффициент межосевого расстояния;

K_н =1 – коэффициент наклона линии центров звездочек передачи к    горизонту;

K_рег =1,1 – коэффициент способа регулировки натяжения;

K_с =0,8 – коэффициент смазки и загрязнения передачи;

K_реж = 1 – коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток;

 

2.3 По формуле (2.13) - коэфф. числа зубьев;

2.4 По формуле (2.14), принимая = 50 мин^-1,

- коэффициент частоты вращения;

 кВт;

2.5 По табл. 2.6 для принятого = 50 мин^-1 и P_p=0.92 кВт назначаем однорядную цепь ПР-19,05-32 , ГОСТ 13568-97, у которой шаг t=19,05 мм.

При этом мм.

 

2.6.1 Определяем длину цепи L_t по формуле (2,16):

 

 

 

 

 

 

 

2.6.2 Ок ругляем до целого четного числа L_t=132.

2.7 Уточняем межосевое расстояние (мм) по формуле (2,17):

 

 

 

 

2.8 Фактическое межосевое расстояние находим по формуле (2,18): мм;

2.9 Диаметры делительных окружностей звездочек находим по формуле (2.19):

 

мм    ;               мм  ;

 

2.10 Среднюю окружную скорость цепи рассчитываем по формуле (2,20):

 м/с.

2.11 Полезную нагрузку определяем по формуле (2,21):

 

2.12 Натяжения от силы провисания F₀ и центробежной силы F_ц вычисляем по формулам (2,22) и (2,23), коэффициенте и погонной массе 1,9 кг/м:

 Н – сила тяжести;

 Н – центробежная сила;

2.13Натяжение ведущей F₁ и F₂ ветвей цепи находим по формуле (2,24):

 

 Н;

Н;

2.14Проверяем цепь на разрыв по формуле (2,25), F_p=32 кН:

;

Цепь удовлетворяет условию  прочности.

2.15 Нагрузку на вал от цепной передачи определяем по формуле (2,26):

 Н.

 

 

 

 

 

 

3 Расчет  зубчатых передач

3.1 Расчет червячной передачи.

Исходные  данные для расчета:

• Крутящий момент на колесе T₂=196 Hм;
• Частота вращения червяка n₁=1395 мин^-1;
• Передаточное число U=15,5;
• Время работы передачи t, ч;
• Циклограмма нагружения;
• Материал колес, способ термической или химико-термической обработки и твердость рабочих поверхностей зубьев.

2.2.1Выбор материала червячка  и червячного колеса

Выбор материала червячного колеса (табл.3.14) связан со скоростью скольжения V_S,(м/с), которая предварительно вычисляет по эмпирической формуле

   

По формулам этой таблицы рассчитываем допускаемые напряжения. При этом получим коэффициент C_ν ,учитывающий износ материала и зависящий от скорости V_S.   C_ν =   1,07                                      

По рекомендациям п.3.7.1 для найденной  скорости скольжения выбираем материал венца червячного колеса БР010Н1Ф1 ГОСТ 613-79, σ_В =285 МПа, σ_Т=165МПа.

Материалом червяка назначаем  сталь марки 40ХН с твердостью после  термообработки 45…55 НRC_Э

Допускаемое контактное напряжение

 

Все прочностные расчеты ведут  по колесу как более слабому звену.

Допускаемые напряжения на изгиб (МПа);

для бронз  и латуней  .

Допускаемые напряжения для проверки на прочность передачи при действии кратковременных максимальных нагрузок;

Для оловянных  бронз

2.2.2 Проектировочный  расчет на контактную выносливость

Межосевое расстояние(мм)

 

_{При переменном режиме нагружения.} 

_{Значения начального коэффициента концентрации  КHβ⁰ принимают по рис.3.14}

 

 

Полученное значение a_w округляем до ближайшего из ряда стандратных.

a_w=80мм

Число витков червяка Z₁ выбираем в зависимости от передаточного числа U.

Z₁=2

Число зубьев Z₂= Z₁U Z₂=2•15,5=31

Предварительное значение модуля передачи

Коэффициент диаметра червяка 

Полученные значения округляем  до стандартных

2.2.3 Основные  размеры червяка(1) и червячного  колеса(2)

Делительный диаметр 

  

Диаметры окружности вершин витков

 

Диаметры окружностей впадин

  

Длина нарезной части червяка

_мм

Для фрезеруемых или шлифуемых  червяков полученную длину b₁ увеличим              на 30 мм. b₁=81мм

Диаметр червячного колеса наибольший

 

Ширина червячного колеса

 Для фрезеруемых или шлифуемых колес полученную длину b₁ увеличим  на 30 мм. b₁=66мм

2.2.4 Проверочный  расчет на контактную выносливость

Определяем фактическую скорость скольжения

где V₁ – окружная скорость на червяке, - угол

подъема линии витка.(таб 3.15)

 

Условие прочности:

Где - коэффициент концентрации нагрузки, - скоростной коэффициент.

=1

 условие выполняется

2.2.5 Коэффициент  полезного действия передачи

Коэффициент полезного действия червячной  передачи

 

где  - угол подъема витка червяка на делительном цилиндре.

- приведенный угол трения, включающий  потери мощности в зацеплении, опорах и на перемещение масла.  =2^•50^’

 

2.2.6 Силы  в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке (Н)

 

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (Н)

 

Радиальная сила

 

2.2.7 Проверочный  расчет по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба (МПа)

 

Где - эквивалентный крутящий момент на колесе, Нм; - коэффициент концентрации нагрузки; - динамический коэффициент; - коэффициент формы зубьев.

 

 

 

 

==196; =1,1; =1,2;

;=1,64

 

Условие прочности по изгибу выполняется

2.2.7 Проверочный  расчет при действии кратковременной  максимальной нагрузки

На контактную прочность

 

_{По  напряжениям изгиба}

 

_{Условия прочности  соблюдены}

2.2.8 Тепловой  расчет

 

_{Дополнительные  меры по отводу тепла  требуются, охлаждения смазки.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.Расчет  валов

4.1 Проектировочный расчет

Входной вал

Приняв для расчёта  только с учётом крутящего момента  на валу Т (Н*м) допускаемое контактное напряжение = 15…30 МПа, наименьший диаметр вала d определяется:

_мм

Округляем до стандартного целого d=16, под диаметр вала двигателя.

Внутренний диаметр  подшипника d_n, кратный пяти, для цилиндрического конца вала:

 

где t =2.5 (мм) – высота буртика принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d.

Диаметр буртика d_б (заплётчика) для упора в него подшипника определяют:

 

3.5.2. Выходной вал.

Приняв для расчёта  только с учётом крутящего момента  на валу Т (Н*м) допускаемое контактное напряжение = 15…30 МПа, наименьший диаметр вала d определяется:

 

Внутренний диаметр  подшипника d_n, кратный пяти, для цилиндрического конца вала:

 

где t = 2 (мм) – высота буртика принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d.

Диаметр буртика d_б (заплётчика) для упора в него подшипника определяют:

 

 

Длины участков вала определяют с  учётом компоновочной схемы редуктора, в том числе размеров подшипников, манжеты, крышки подшипника и других деталей. При этом длину концевого  участка вала согласуют с шириной  детали, закрепляемой на нём: полумуфтой, шкивом.

В случае применения в  опоре вала одного шарикового радиального  подшипника расчётную точку опоры  располагают посередине ширины подшипника.

Тип подшипника устанавливают  по следующим соображениям. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми  и косозубыми колёсами чаще всего  применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают  лёгкую серию подшипника. Дальнейшая проверка подшипника по динамической грузоподъёмности должна уточнить правильность выбора серии.

 

4.2 Проверочный расчет валов на усталостную прочность.

4.1Тихоходный вал

Исходные данные:

T₂=196Н*м – крутящий момент на колесе;

n₂=90 мин^-1 – частота вращения колеса;

Усилия на колесе – .Радиальная: .Осевая:

Диаметр делительной окружности колеса d =124мм.

Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10702-78*, НВ>240,σ_В=1100, σ_-1=480,τ_-1=280.

3.1.1 Определяем реакции опор:

3.1.2 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н∙м)

М₁ = R_A∙l₂ = 1592∙0,04= 64Нм

3.1.3Определяем коэффициент

 Где N₀ - базовое количество циклов нагружений, принимаемое для небольших и средних валов равным 5∙10⁶,

m – показатель наклона кривой усталости, принимаемый равным  9,

N_E -  эквивалентное число циклов нагружения.

;;

Поскольку , то K_L=1.

4.1.6 Определяем коэффициенты, входящие в формулу (4,44). Для шпоночного паза и МПа из табл. 4.3 имеем ; . Из табл. 4.5 ; ; поверхностное упрочнение не применяем, тогда .

По формуле (4,44) находим:;;

4.1.7 Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d = 35мм, ослабленного шпоночным пазом 10₈мм, составляем по табл. 4.7:

;

4.1.8 Напряжения определяют по формуле (4,45):

МПа ; МПа;

4.1.9 Коэффициенты запаса прочности рассчитывают по формулам (4,37) и (4,38):

;;

> [S]=1.5;

Условие прочности вала соблюдено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.3 Расчет  быстроходного вала

 

Исходные данные:

 T=14,2 Н*м – крутящий момент;

 n=1395мин^-1 – частота вращения;

Червяк: .Радиальная: .Осевая:

 мм – делительный диаметр червяка;

4.3.2 Принимаем материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543-71*, НВ>270, МПа, МПа, МПа.

 

Н;

 Н

 Н

 Н

 Н

4.3.3 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н*м)

 Н*м

4.3.4 Поскольку частота вращения данного вала больше, чем тихоходного, то эквивалентное число циклов N_E будет больше, тогда коэффициент долговечности K_L=1.

4.3.5 Проверяем на усталостную прочность сечение 1-1. Рассчитываем по внутреннему диаметру мм, тогда по аналогии со шлицами согласно табл. 4.3 получим; . Из таблицы 4.5 имеем ; ; шестерня закаливается до 45…50 HRC_Э, поэтому согласно табл. 4,6

По формуле (4.44) :;;

4.3.6 Осевой и полярные моменты сопротивления вала рассчитываем по формуле (4,46):

;

4.3.7 Напряжения определяем по формуле (4,45):

МПа ; МПа

4.3.8 Дальнейший расчет можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 1-1 будет обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.1 Проверка  подшипников тихоходного вала

5.1.1 Предварительно выбираем роликоподшипник радиально-упорный однорядный легкой серии № 7206, для которого , ,.

Исходные данные для расчета:

 

N=76,64 мин^-1

.Осевая:

На основании рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7206 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

 Где - расчетная динамическая грузоподъемность, Н; - каталожная динамическая грузоподъемность, Н.

5.1.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности – по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

5.1.3 Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника I ; ;

Осевые составляющие радиальных нагрузок

 

Для этого соотношения  из табл. 5.7 определяем Соотношение

Из табл. 5.7 для и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

5.1.8 Эквивалентную  динамическую нагрузку на подшипник I вычисляем по формуле (5,3):

 Н.

Срок службы подшипника ч.

 

5.1.9 Долговечность подшипника находим по формуле (5,11):

 млн.об.

5.1.10 Приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки определяем по формуле (5,10): Н.

5.1.11 Расчетную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле (5.2):

 

Вывод: подшипник подобран правильно.

5.2 Проверка подшипников быстроходного вала

5.2.1 Предварительно выбираем роликоподшипник радиально-упорный однорядный подшипник   легкой серии № 7204, для которого , ,.

Исходные данные:

- внутренний диаметр.

 n=1395мин^-1

.Осевая:

На основании рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7204 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

5.1.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности – по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

5.1.3 Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника I ; ;

Осевые составляющие радиальных нагрузок

 

Для этого соотношения  из табл. 5.7 определяем Соотношение

Из табл. 5.7 для и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

5.1.8 Эквивалентную  динамическую нагрузку на подшипник I вычисляем по формуле (5,3):

 Н.

Срок службы подшипника ч.

 

5.1.9 Долговечность подшипника находим по формуле (5,11):

 млн.об.

5.1.10 Приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки определяем по формуле (5,10): Н.

5.1.11 Расчетную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле (5.2):

 

Вывод: подшипник подобран правильно.

 

 

 6.Проверка шпоночных соединений

 

Для всех валов применяем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 из материала Сталь 45 нормализованная, для которой: .

Входной вал:

Подбираем шпонку под муфту:

Согласно ГОСТ 23360-78: ; ; ;

Проверяем стандартные шпонки только по напряжениям смятия по формуле:

6.1 Быстроходный вал:

,

 

6.2 Тихоходный вал:

Выбираем шпонку под колесо ; ; ;

,

 

Выбираем шпонку под звездочку: ; ; ;

,

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Смазка редуктора

 

В проектируемом  редукторе используем смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в масло.

Выбор сорта  масла зависит от контактного  давления в зубьях , а также от  окружной скорости: .

По табл. определяем необходимую кинематическую вязкость масла – , по величине которой назначаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20779-75.

Рекомендуемый объем масляной ванны редуктора  принимают из расчета 0,5…0,8л масла  на 1 кВт передаваемой мощности.

Смазка подшипников  качения осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.

 

8. Расчет  приводного вала.

Расчет диаметра вала производится в зависимости от крутящего момента  по формуле .

В данном случае крутящий момент приводного вала равен 560 Нм.

Диаметр вала равняется 50мм. Длина  участков вала  выбирается с учетом компоновочной схемы, в том числе  размеров подшипников, манжет, крышек подшипников и других деталей

 

 

 

 

 

 

 

9. Сборка редуктора

Редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 в масштабе 1:1 с указанием технических требований, основной надписью и спецификацией.

Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

-на входной вал насаживают  шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100ºС. Затем на один конец вала надеваем крышку с комплектом маслосодержащих прокладок, а на другой крышку с комплектом маслосодержащих прокладок и уплотнением;

-в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовываем зубчатое колесо в бурт вала; затем надеваем распорную втулку и устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее на оба конца вала надеваем крышки с комплектом маслосодержащих прокладок;

-на выходной вал закладывают шпонку и напрессовываем зубчатое колесо в бурт вала; далее устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле. Потом надеваем крышку с уплотнением.

Собранные валы укладываем в основание корпуса  редуктора, вставляем крышки и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса  спиртовым лаком. Для центровки  устанавливаем крышку в корпус с  помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого  на один конец промежуточного вала одеваем распорное кольцо, в подшипниковые  камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для  регулировки.

 

 

 

10.

Экономическое обоснование принятых конструктивных решений

Всякое проектирование непременно предусматривает оптимизацию  принимаемых решений с целью, в конечном счёте, уменьшения расходов на изготовление и эксплуатацию проектируемого объекта.

10.1.  Спроектированный привод машины включает редуктор. Необходимость применения редуктора продиктована следующими соображениями:

а)   регулирование электродвигателя  чаще  всего экономически  нецелесообразно, так как за пределами номинального режима работы к.п.д. двигателей значительно уменьшается;

б)  масса  и стоимость электродвигателя при  одинаковой мощности уменьшаются с  увеличением скорости, поэтому применение электродвигателя в  сочетании с редуктором,   понижающим угловую скорость, вместо электродвигателя с малой скоростью без редуктора экономически целесообразно;

10.2. Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням при водит к минимизации его массы и, следовательно, к уменьшению стоимости.

10.3. В аспекте выбора машиностроительного материала, его термической об работки и способов упрочнения,  приближение в расчётах действительных напряжений к допускаемым будет свидетельствовать о снижении материалоёмкости и стоимости конструкции.

10.4. При конструировании форм зубчатых колёс, валов и других деталей были использованы приёмы, снижающие массу этих деталей, что также способствует экономичности.

       10.5.  Использованные элементы стандартизации несомненно отразились на удешевлении конструкции.

10.6.  Применение способа отвода тепла, окраски, уплотнения вращающихся валов и смазки выбранными смазочными материалами приводит к повышению долговечности.

 

 

11. Литература

1. В.Д.Соловьев, В.И. Фатеев Детали Машин курсовое проектирование.  Издательство ТулГУ. Тула 2007

2.А.Е.Шейнблит Курсовое проектирование  деталей машин. Издательство «Высшая  школа» 1991 г.

3.Иванов, Дунаев Детали машин  и основы конструирования. Издательство  «Высшая школа» 1998 г.