Проектирование элементов машиностроительного изделия

Министерство  по образованию

Филиал ГОУ  ВПО «Санкт-Петербургский государственный

инженерно-экономический  университет».

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовой работе на тему:

«Проектирование элементов машиностроительного  изделия»

 

 

Выполнила: ___Иванов Иван Иванович_______________

 

студент __2__  курса ____________________________________

 

группа__Эмо-21_____ № зачет. книжки____110/01- 98____

           

Подпись: ____________________________________

 

 

 

Преподаватель: _______Ивлюшина И.М._______________

 

Оценка: _____________Дата: _______________     

Подпись: __________________________

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вологда

2011 г

 

СОДЕРЖАНИЕ 

 

 

 

Выбор варианта

 

Вариант - 98

 

Таблица 1.

Варианты исходных данных для проектирования

А	, кВт	В	, об/мин		Вариант твердости  зубчатой пары  по таблице 5
8	5,0	9	320	4	5

 

1. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

1.1. Выбор электродвигателя

Основными исходными данными для  выбора электродвигателя являются:

• мощность на выходном вала    

                                                   = 5,0 кВт =5,0*10³ Вт;

• частота вращения выходного вала   

                                                    =320 об/мин.

Требуемая мощность электродвигателя  

                            =5,26*10³  кВТ,

где   = 0,97*0,99² = 0,97*0,9801=0,9507– общий КПД редуктора;

=2 – число пар подшипников.

,   

где  =4 – передаточное число зубчатой передачи.

Рекомендуемые значения КПД зубчатой передачи , подшипников приведены в таблице 2.

Таблица 2.

КПД зубчатой передачи, подшипников

Элементы передач	Среднее значение
Зубчатая передача	0,96…0,98
Подшипники качения (одна пара)	0,99

Частота вращения вала электродвигателя:

    об/мин .

Номинальная мощность электродвигателя должна быть

.

Номинальная мощность – это мощность, которую электродвигатель может отдавать длительно, не нагреваясь свыше допустимой температуры.

В общем машиностроении используются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А (4 – порядковый номер серии; А – асинхронный) (таблица 3).

Таблица 3.

Номинальная мощность и частота  вращения двигателей типа 4А

, кВт	Синхронная частота, об/мин
	1500
5,5	4А112M4/1445

 

• обозначение двигателя                                            4А112M4 ;
• номинальная мощность      =5,26 кВт;
• частота вращения при номинальной нагрузке =1280 об/мин.

1.2. Кинематический и силовой расчет редуктора

Частота вращения валов:

• быстроходного принимаем    =1280 об/мин;
• тихоходного)принимаем         =320 об/мин .

Угловые скорости вращения валов:

• входного     

                                      с^-1       ;

• выходного        
•                                        с^{-1       .}

 

 

Зависимости между вращающими моментами на валах используют при расчете передач:

= 1*4=4  ,

                  следовательно,    =36,3*4=145.

Крутящие моменты на валах при :

•       – его направление совпадает с направлением вращения вала, т.к. это момент движущих сил;
•      – его направление противоположно направлению вращения вала, т.к. это момент сил сопротивления.

Результаты проектирования занесли в таблицу 4.

Таблица 4.

Параметры редуктора

Параметры	Вал 1	Вал 2
Частота вращения, об/мин	=1280об/мин	=320об/мин
Угловая скорость, рад/с	=134с-1	=34,5с-1
Крутящий момент, Нм	=36,3Н*м	=145Н*м

2.3. Расчет зубчатой передачи

Зубчатые передачи представляют собой механизм, передающий движение с помощью зубчатых колес (рисунок 2). Зубчатые колеса это тела (цилиндры) с равномерно расположенными выступами (зубьями) и впадинами.

Меньшее из зубчатых колес принято  называть шестерней; большее – колесом.

1.3.1. Определение допускаемых напряжений

Твердость зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи.

 

 

Таблица 5.

Вариант твердости зубчатой пары

Вариант	колесо		шестерня
	твердость	ГОСТ 8479-70	твердость	ГОСТ 8479-70
5	235…277 НВ	КП590 (735)	277…321 НВ	КП735 (880)

Допускаемые напряжения в расчете  на 
контактную выносливость

 

Допускаемые контактные напряжения для  пары сопрягаемых колес устанавливается следующим образом:

    , МПа

где         ,   ;

 – среднее значение твердости;

 – коэффициент безопасности для однородной структуры материала

- для колеса

      

    

- для шестерни

  

  

 

 

Допускаемые напряжения в расчете 
на изгибную выносливость

Этот вид  расчета исключает усталостную  поломку зубьев. Определяют допускаемые напряжения раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, МПа где   – среднее значение твердости;  – коэффициент безопасности.

 

- для колеса

                       

 

- для шестерни

                   

1.3.2. Проектировочный расчет косозубой 
зубчатой передачи

Цель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих выкрашивание рабочей поверхности зубьев в работающей зубчатой паре.

Ориентировочное значение межосевого расстояния

, мм

где   – крутящий момент на колесе, Н м;

 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

 – коэффициент относительной ширины колеса для любых колес при симметричном расположении относительно опор.

   

Округляем по ГОСТ 2185-66 до ближайшего значения a_w=112мм

 

             Модуль передачи     =0,01*112=1,12мм

   Округляем до ближайшего стандартного значения m=2мм

 

Для простановки линейных размеров – диаметров, длин, 
высот и др. стандартом устанавливаются ряды, приведенные 
в таблице 6.

Таблица 6.

Нормальные линейные размеры (ГОСТ 6636-69)

Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40	Ra 20	Ra 40
2,0	2,00	11,0	11,0	63	63	360	360

Все параметры зацепления выражаются через модуль.

Ширина колеса                       =0,4*112=44,8 мм

Ширина шестерни       =44,8+1,5*2=47,8мм

 

Устанавливаем угол наклона зуба:  

            

 

Минимальный угол наклона зуба   .

Затем определяем:

• суммарное число зубьев передачи  
•                      
• Принимаем =111
• число зубьев шестерни             Округляем  =23 ;
• число зубьев колеса     =111-23=88.

Уточняем значение угла наклона  зубьев  

           

Уточняем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

       ,  

     

Производим расчет геометрических параметров зубчатых колес по формулам, приведенным в таблице 7.

Таблица 7.

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

Наименование параметра		Обозначение	Формула
1		2	3
Делительный                 диаметр, мм	шестерни
	колеса

 

2. Межосевое расстояние, мм			=0,5*(46,5+177,8)=0,5*224,3= =112,15
3. Диаметр вершин зубьев,мм	шестерни		=46,5+2*2=46,5+4=50,5
	колеса		=177,8+2*2=181,8мм
4. Диаметр впадин зубьев,  мм	шестерни		=46,5-2,5*2=46,5-5=41,5мм
	колеса		=177,8-2,5*2=177,8-5=172,8

 

1.3.3. Проверочный расчет зубчатой передачи 
на выносливость при изгибе

Для исключения усталостной поломки  зубьев необходимо сопоставить расчетное  местное напряжение от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемые напряжения :

.

Данное условие проверим раздельно  для шестерни и колеса. Расчетное  местное напряжение при изгибе:

• для колеса    
•   

    

     

• для шестерни    ,

где   – коэффициент нагрузки при изгибе;

        

         

 -коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

 

 

  – эквивалентное число зубьев;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;   .

 

 

 

 

 

1.3.4 Конструкции цилиндрических зубчатых колес

Намечают принципиальные соображения  по конструкции зубчатых колес: шестерни и колеса из термоулучшенных сталей.

    Колесо состоит из ступицы, обода и диска. Ступица служит для сопряжения колеса с валом и передачи вращающего момента. Обод воспринимает те усилия, которые прикладываются к зубьям колеса. Диск служит для соединения обода со ступицей.

Конфигурация колеса зависит от технологии получения заготовки. Предполагается, что заготовки получают свободной ковкой в виде сплошных дисков. Для снижения трудоемкости за счет уменьшения объема механической обработки, колеса делают в виде массивных дисков с неглубокими выемками по торцам (рисунок 3 г), либо с невысоким уступом со стороны базового торца (рисунок 3 в). Особенно это целесообразно в отношении колес небольших размеров (до 250 мм). При больших размерах колеса, как правило, делают дисковой конфигурации

Определение сил, действующих в  зацеплении 
цилиндрических зубчатых передач

Силу нормального давления :

• окружная сила  ,

радиальная сила ,   – угол зацепления; Осевая сила =1,63*tg0,54=1,63*0,0094=0,015322

 

1.4. Проектировочный расчет валов

Из условия прочности определяем диаметры валов:

• быстроходный   

        

Округляем по ГОСТ 6636-69 до ближайшего значения =24мм;

• тихоходный   

       

Округляем по ГОСТ 6636-69 до ближайшего значения =38 мм

 – крутящий момент на рассчитываемом валу, Н м;

МПа – допускаемые напряжения.

Определяем диаметр вала под  подшипник качения 

• быстроходный вал  

        

• тихоходный вала  

       

r=1,5

=30+3*2=36

 

 

Определяем диаметр вала под  колесом

мм

Определяем диаметр ступицы колеса

=1,5*48=72=75

Определяют диаметр и длину буртика – участка вала (узкое утолщение), который служит для ограничений перемещений колеса вдоль оси вала:

=48+5=53=60мм   =0,07*48=3,36=5мм.

Согласовали по ГОСТ 6636-69.

 

 

1.5. Выбор подшипников качения

Основные параметры подшипников  качения ГОСТ 8338-75

Параметр	Обозначение	Вал 1	Вал 2
Обозначение подшипника		306	209
Диаметр отверстия внутреннего  кольца, мм		30	45
Диаметр наружной поверхности  внешнего кольца, мм		72	85
Ширина подшипника, мм		19	19
Размер фаски подшипника, мм		2,0	2,0
Диаметр тела качения, мм		12,3	12,7

 

Шариковые радиальные однорядные подшипники 
(по ГОСТ 8338-75)

Обозначение  подшипников	d	D	В	r	Шарики		Масса, кг	С, кН	С0, кН
					Dw	z
Легкая серия диаметров 2, узкая серия ширин 0
209	45	85	19	2,0	12,7	9	0,41	33,2	18,6
Средняя серия диаметров 3, узкая серия ширин 0
306	30	72	19	2,0	12,3	8	0,34	28,1	14,6

 

Подшипник 1 средней серии  диаметров 3, серии ширин 0 размерами  мм,  мм,  мм:  
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75

Подшипник 2 легкой серии  диаметров 2, серии ширин 0 размерами  мм,  мм,  мм:  
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75

 

 

Подшипники должны быть надежно  изолированы от внешней среды, чтобы исключить попадание пыли и грязи, а также вытекания смазки. Для этих целей могут быть использованы манжеты (ГОСТ 8752-79).

Манжета – это уплотнение, представляющее собой кольцо, выполненное из армированной маслостойкой резины с пружинным браслетом (рисунок 7).

Рисунок 7. Манжеты резиновые армированные

Основные размеры резиновых  армированных манжет 
(по ГОСТ 8752-79)

Манжеты типа 1 для вала1  мм с наружным диаметром  мм:  
Манжета 1-30´52 ГОСТ 8752-79

Ширина H=10     H₁=14

Манжеты типа 1 для вала2  мм с наружным диаметром  мм:  
Манжета 1-45´65 ГОСТ 8752-79

 

Размеры торцевых глухих крышек (ГОСТ 18511-73*)

        

Обозначения глухой крышки типа 2 исполнения 1, диаметром мм:  
Крышка 21-72 ГОСТ 18511-73*

Обозначения глухой крышки типа 2 исполнения 1, диаметром мм:  
Крышка 21-85 ГОСТ 18511-73*

 

Тихоходный (выходной) вал.

 

=19+10+4+12=45

мм.

Быстроходный (входной) вал.

=36

 

 

 

1.6. Общие рекомендации по конструкции 
элементов корпуса редуктора

 

 

.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического редуктора:

 мм;    мм.

 

Толщина ребер     мм.

Крепление корпуса к основанию  производят резьбовыми деталями. Диаметр фундаментных болтов      мм.

Диаметр стяжных болтов:

• подшипников   =0,75*12=9 мм;
• соединяющих основание корпуса с крышкой

=0,6*12=7,2мм.

Ширина фланца должна быть достаточной  для размещения в них головки  болта    =(6+2,5*7,2)=24 мм.

1.7. Подбор шпонки

Для передачи вращающего момента от вала к ступице (или наоборот) и  фиксации деталей на валу используется шпоночное соединение.

Основная деталь соединения – шпонка, устанавливается в паз вала и соединяемой детали. Размеры шпонок стандартизованы. Наиболее часто применяются призматические шпонки ГОСТ 22360-78.

Таблица 8.

Призматические шпонки (по ГОСТ 23360-78)

Диаметр  вала , мм	Сечение  шпонки , мм	Глубина паза, мм		Фаска для  шпонки , мм	Длина , мм
		Вал	Ступица
Св.44 до 50	14´9	5,5	3,8		36-160

Обозначение шпонки с размерами  мм,  мм,  мм:  
Шпонка 14´9´45 ГОСТ 23360-78.

Длина шпонки

=45-10=35мм

Рабочая длина шпонки: =35-14=21мм

Условие прочности на смятие: 

,

 – допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений со ступицами из стали;   МПа

 

 

1.8. Проверочный расчет тихоходного вала 
на сопротивление усталости

Таблица 9.

Механические характеристики сталей

Марка  стали	Диаметр  заготовки, мм, не менее	Твердость НВ,  не менее	Механические характеристики, МПа
40Х	Любой	200	730	500	280	320	200

 

Коэффициент запаса усталостной прочности  определяется по формуле:

          ,

где   – коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба;

 – коэффициенты запаса прочности по напряжениям кручения;

 – допускаемый коэффициент запаса прочности.  .

Коэффициент запаса прочности:

     ;        ,

где  ,  – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения;

,  – коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости;

,  – амплитуды циклов изменения нормальных и касательных напряжений;

,  – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений рекомендуется принять:

;   ;

,  – средние напряжения циклов изменения нормальных и касательных напряжений.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е.

,  ,

а касательные – по отнулевому циклу

Здесь и  – максимальные нормальные и касательные напряжения в опасном сечении.

Максимальные напряжения в опасном  сечении определяются по формулам

,   = ,

где  , – суммарный изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении;

 – осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала.

Моменты сопротивления сечений  валов со шпоночной канавкой шириной и глубиной рассчитываются по 
зависимостям

  

Суммарный изгибающий момент в сечении  определяется выражением

где  =R₂=√R_x2²+ R_y2²,

 =R₁=√R_x1²+ R_y1²                – изгибающий момент в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях

В плоскости xz:

R_x1= R_x2=F_t/2=1,63/2=0,815

В плоскости yz:

R_y1=1/2*l₁*(F_r*l₁+F_a*d₁/2)=1/205*(0,581*102,5+0,02*46,5/2)=

=0,0049*60,015=0,294

R_y2=1/2*l₁*(F_r*l₁-F_a*d₁/2)=1/205*(0,581*102,5-0,02*46,5/2)=

=0,0049*59,085=0,289

 =R₁=√R_x1²+ R_y1²=√0,815²+0,294²=0,866

=R₂=√R_x2²+ R_y2²=√0,815²+0,289²=0,865

Коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении определяются по зависимостям

= ;  

=

где  ,  – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для концентратора – шпоночной канавки (таблица 10);

 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом сечении. При использовании легированных сталей для изготовления валов необходимо предусмотреть тонкое шлифование поверхностей, прилегающих к зонам концентрации напряжений, ;

 – коэффициент, учитывающий масштабный фактор (таблица 11);

 – коэффициент, учитывающий влияние поверхностного упрочнения. При отсутствии .

 

Таблица 10.

Значения

и для валов со шпоночной канавкой, 
выполненной концевой фрезой

, МПа	500	600	700	800	900	1000
	1,8	1,9	2,0	2,15	2,25	2,4
	1,4	1,6	1,75	1,9	2,0	2,2

Таблица 11.

Масштабный коэффициент 

, мм	20	30	40	50	70	100
	0,88	0,82	0,79	0,76	0,70	0,65

 

  

           20,7 > 2,5

Следовательно, условие  прочности выполнено. 

 

5. Рекомендуемая литература

1. ГОСТ 2.101-68 ЕСКД. Виды изделий.
2. ГОСТ 2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторских документов.
3. ГОСТ 2.103-68 ЕСКД. Стадии разработки.
4. ГОСТ 2.108.68 ЕСКД. Спецификация.
5. ГОСТ 2.118-73 ЕСКД. Техническое предложение.
6. ГОСТ2.119-73 ЕСКД. Эскизный проект.
7. ГОСТ 2.120-73 ЕСКД. Технический проект.
8. ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные 
   однорядные.
9. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2003 – 447 с.
10. Ерохин М. Н. и др. Детали машин и основы конструирования / Под ред. М. Н. Ерохина. – М.: КолосС, 2004. – 462 с.
11. Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика: Учебник для втузов М.: Высш. школа, 1989.
12. Мовнин М. С., Израелит А. Б., Рубашкин А. Г. Основы технической механики. – СПб.: Политехника, 2003. – 286 с.
13. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1988. – 416 с.
14. Хруничева Т. В. Детали машин: типовые расчеты на прочность: учебное пособие. – М.: ИД «ФОРУМ»: ИНФРА-М, 2007. – 224 с.