Проектування і перевірочний розрахунок редуктора

Міністерство освіти і науки України

Кафедра ОКММ

«Основи автоматизованого проектування складних об'єктів і систем»

2006

Завдання

Варіант 50.3

Розрахувати та спроектувати привід до бігунів.

Режим навантаження:

Варіант завдання:

Анотація

У курсовому проекті з дисципліни "Основи автоматизованого проектування складних об'єктів і систем" вироблено проектування приводу, то є вибір електродвигуна, проектування і перевірочний розрахунок редуктора і його складових частин.

У пояснювальній записці представлені проектувальні і перевірочні розрахунки, розроблена загальна структура пакета прикладних програм (ППП). Записка містить стор 96 сторінок, 14 малюнків, 2 таблиць, додатки А, Б, В, Г.

РЕДУКТОР, зірочкою, ЕЛЕКТРОДВИГУН, шпонки, ПІДШИПНИК, БОЛТ, гайки, шайби, ШКІВ, ЗІРОЧКА, ЛАНЦЮГОВА ПЕРЕДАЧА, маслоуказателе, ПРОБКА, ВАЛ

Введення

Технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів у промисловості, будівництві, сільському господарстві, на транспорті.

Підвищення експлуатаційних та якісних показників, скорочення часу розробки та впровадження нових машин, підвищення їх надійності та довговічності при зниженні вартості - основні завдання конструкторів-машинобудівників. Великі можливості для вдосконалення праці конструкторів дає широке застосування ЕОМ, що дозволяє звільнити конструкторів від нетворчих операцій, оптимізувати конструкції, автоматизувати значну частину процесу проектування.

Проектування по курсу «Деталі машин» входить у навчальні плани всіх механічних спеціальностей. Воно є завершальним етапом в циклі базових загальнотехнічних дисциплін: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство, взаємозамінність, метрологія та стандартизація та ін Курсовий проект - перша самостійна конструкторська робота студента, в ході якої він вивчає практичні принципи і методи проектування.

Редуктором називається передача, встановлена ​​в окремій закритій коробці, званої корпусом, що служить для зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертаючого моменту на відомому валу в порівнянні з валом ведучим.

Установка передачі в окремому корпусі гарантує точність складання, кращу мастило її і відповідно більш високий ККД, менший знос, а також захист від попадання в неї пилу та бруду. Тому в даній відповідальної установці застосовується редуктор.

Підведення потужності від двигуна до редуктора здійснюється через муфту.

Від муфти момент передається на вхідний вал (вал-шестірня), призначений для передачі обертаючого моменту.

Вал-шестерня входить в зачеплення з колесом.

На виході редуктора розташована однорядна ланцюгова передача. Вона складається з розташованих на відстані один від одного двох коліс, званих зірочками, і охоплює їх ланцюга. Обертання ведучої зірочки, розташованої на вихідному валу, перетвориться в обертання веденої зірочки завдяки зчепленню ланцюга з зубами зірочок.

1. Проектні розрахунки

1. Загальні відомості

Для приведення в рух виконавчих механізмів більшості машин використовуються приводи, що складаються з двигунів, систем механічних передач і муфт, що з'єднують окремі вали. Таким чином, під приводом слід розуміти пристрій для приведення в дію робочого механізму машини. Найбільшого поширення, завдяки простоті конструкції, достатньої надійності, відносній дешевизні і високому ККД отримали механічні приводи.

Приводи більшої частини машин допускають використання стандартних двигунів, муфт і механічних передач. Механічні приводи загального призначення класифікуються за кількістю і типом двигунів, а також за типом використовуються передач.

За кількістю двигунів приводи діляться на групові, одно-і многодвігателевие.

Груповий привід служить для приведення в рух декількох робочих органів машини. Привід цього типу використовується в деяких металообробних верстатах, в різних будівельних і вантажно-розвантажувальних машинах. Груповий привід має великі габаритні розміри, складну конструкцію і низький ККД.

Однодвігателевий привід поширеність, особливо в машинах з одним робочим органом, що приводиться в рух від одного двигуна.

Мнонгодвігателевий привід використовується в складних машинах, що мають декілька робочих органів або один робочий орган, що споживає велику кількість енергії (наприклад, конвеєр великої довжини). Такі приводи використовуються в підйомно-транспортних машинах, складних металообробних верстатах і т.п.

За типом двигуна розрізняються приводи з електродвигуном, двигунами внутрішнього згоряння, з паровими і газовими двигунами, гідро-і Пневмодвигуни.

До складу механічних приводів можуть входити такі типи передач: зубчасті (циліндричні і конічні), черв'ячні, передачі з проміжною гнучким зв'язком (ремінні, ланцюгові), передачі гвинт-гайка. Передачі в приводі можуть бути як однотипними, так і комбінованими.

Загальне передавальне число привода визначається відношенням частоти (кутовий швидкості) вала двигуна до частоти (кутовий швидкості) приводного валу виконавчого механізму або робочого органу машини:

2. Вибір електродвигуна

При виборі електродвигуна крім синхронної частоти обертання і потрібної потужності необхідно визначитися з його виконанням, вибір якого залежить від типу і конструкції редуктора або коробки швидкостей і умов компонування приводу.

Вихідними даними на цьому етапі проектування приводу служать принципова схема приводу (із зазначенням всіх передач, що входять до його складу); обертаючий момент на вихідному валу редуктора (коробки швидкостей) ; Частота обертання вихідного валу ; Синхронна частота електродвигуна . Розрахунок споживаної потужності приводу, кВт, виконується за заданим навантаженням на вихідному валу і частоті обертання вихідного валу з урахуванням втрат потужності в приводі від валу електродвигуна до вихідного валу редуктора:

,

Pпотр = кВт. s

Розрахунок вхідної потужності електродвигуна Pвх:

Pвх = ,

де ηΣ = η муфт * η ³ підшитий * η ² зац.

Тут ηΣ - сумарний ККД приводу, η муфт - ККД муфти, η підшитий - ККД підшипникової пари, η зац - ККД зачеплення. Прийняті значення: η муфт = 1; η підшитий = 0.99; η зац = 0.98 [1, табл. 6].

ηΣ = 1 * 0.99 ³ * 0.98 ² = 0.93;

Pвх = = 2.06 кВт.

За каталогом джерела [2] з урахуванням синхронної частоти обертання вала двигуна nс = 1000 хв-1 і необхідної вхідної потужності Pвх = 2.06 кВт вибираємо двигун:

4А100 L 6, номінальна потужність P = 2,2 кВт, номінальна частота обертання n = 950 хв-1, ставлення Тмакс / вими = 2.2, діаметр валу двигуна dдв = 28 мм.

3. Кінематичний розрахунок

Вихідними даними при виконанні кінематичного розрахунку крім заданої кінематичної схеми приводу є синхронна частота обертання вала електродвигуна і частота обертання вихідного валу редуктора або коробки швидкостей.

Кінематичний розрахунок приводу складається з наступних основних частин: визначення загального передаточного числа, розбивка загального і передавального числа по східцях, визначення кінематичної похибки.

Загальне передавальне число привода визначається як відношення частоти обертання вала електродвигуна до частоти обертання вихідного валу редуктора (коробки швидкостей):

U р =

Розрахунок передавальних відносин швидкохідної U ₁₂ і тихохідної U ₃₄ ступенів [1]:

U ₃₄ = 2,19;

Приймаються U _{34 СТ} = 2,24

U ₁₂ = .= 2,77

Приймаються U _{12 СТ} = 2,8

Фактичне передавальне число U ф:

U ф = U ₁₂ ст * U ₃₄ ст = 2,8 * 2,24 = 6,272

Відносне відхилення фактичного передавального числа від розрахункового:

Висновок: Δ U = 1% <4% (для двоступінчастого редуктора [Δ U] = 4% [1]), кінематичний розрахунок виконано задовільно.

4. Розрахунок частот, потужностей і обертаючих моментів

Частота на валу двигуна і валу швидкохідної ступені (1-м колесі) nz 1:

nz 1 = n вд = 950 хв ^-1.

Частота на проміжному валу редуктора (на 2-му і 3-м колесах) nz 2:

nz 2 = nz 3 = 339,3 хв ^-1.

Частота на вихідному валу редуктора (на 4-му колесі) n вих:

n вих = nz 4 = 151,5 хв ^-1.

Споживана потужність приводом (потужність, що передається на 1-у шестерню) Pz 1:

Pz 1 = P вх * η підшитий = 2,06 * 0.99 = 2,04 кВт.

Потужність, що передається на 2-е колесо Pz 2:

Pz 2 = Pz 1 * η зац = 2,04 * 0.98 = 2 кВт.

Потужність, що передається на 3-ю шестерню Pz 3:

Pz 3 = Pz 2 * η підшитий = 2 * 0.99 = 1,98 кВт.

Потужність, що передається на 4-е колесо Pz 4:

Pz 4 = Pz 3 * η зац = 1,98 * 0.98 = 1,94 кВт.

Потужність на виході редуктора P вих:

P вих = Pz 4 * η підшитий = 1,94 * 0.99 = 1,92 кВт.

Момент на валу двигуна і на 1-й шестірні редуктора Tz 1:

Tz 1 = = 20,5 Н * м.

Момент на 2-му колесі редуктора Tz 2:

Tz 2 = = 56,3 Н * м.

Момент на 3-й шестірні редуктора Tz 3:

Tz 3 = = 55,7 Н * м.

Момент на 4-му колесі редуктора Tz 4:

Tz 4 = = 122,3 Н * м.

Момент на виході редуктора T вих:

T вих = = 120 Н * м.

5. Проектувальний розрахунок швидкохідної передачі

Вихідні дані для розрахунку:

потужність на шестерні Pz 1 = 2,04 кВт;

частота обертання шестерні nz 1 = 950 об / хв;

передавальне число U ₁₂ = 2,8.

Режим навантаження:

t ₁ = 3000 год; P ₁ = P;

t ₂ = 5000 год; P ₂ = 0.8 P;

t ₃ = 4000 год; P ₃ = 0.3 P;

1. Призначення матеріалів і допустимих напружень

Приймається для шестерні сталь 45 покращена з твердістю HB 220 + -10, для колеса - сталь 45 покращена з твердістю HB 192 + -10.

Допустимі контактні напруги

.

Для шестерні Z 1:

σ _Hlimb = 2 * HB + 70 = 2 * 220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] - межа контактної витривалості, відповідний базовому числа циклів N _{H 0.}

S _H = 1.1 [1, табл. 11] - коефіцієнт безпеки.

- Коефіцієнт довговічності.

N _{H 0} = 12.8 * 10 ⁶ [1, табл. 12] - базове число циклів зміни напружень.

Еквівалентне число циклів зміни напруг:

= 60 * 950 * (3000 * 1 + 5000 * 0.8 ³ + 4000 * 0.3 ³⁾ = 323 * 10 ^6.

<1, приймаємо K _HL = 1.

Приймаються значення коефіцієнтів:

Z _R = 1 (прийнятий 7-й клас чистоти обробки);

Z _V = 1 (очікується V <5 м / с);

K _L = 1 (рясно змащуємо передача);

K _χH = 1 (очікується діаметр зубчастих коліс менше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z 2:

σ _Hlimb = 2 * HB + 70 = 2 * 192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

S _H = 1.1 [1, табл. 11].

N _{H 0} = 10 * 10 ⁶ [1, табл. 12];

= 115 * 10 ⁶

<1, приймаємо K _HL = 1.

= 413 МПа.

2. Призначення коефіцієнтів

Кут нахилу зуба

 = 16 ^o

Коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані

Ψ _ba = 0.315.

Коефіцієнт нерівномірності навантаження

K _Hβ = 1.2 [1, табл. 20] ( 0.5985).

K _HV = 1 - коефіцієнт динамічності навантаження. K _Hα = 1.1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

3. Розрахунок міжосьової відстані

Розрахункова формула:

,

причому [σ] _H береться мінімальним з [σ] _{H 1} і [σ] _{H 2.} K _ap = 8900 [1, табл. 2] - середній сумарний коефіцієнт при розрахунках міжосьової відстані з використанням потужності.

98 мм.

Приймаємо значення a зі стандартного ряду [1, табл. 16] a = 100 мм.

1.5.4 Призначення модуля

m = (0.01 ... 0.025) * a = (0.01 ... 0.025) * 100 = 1 ... 2,5.

Приймаються m = 2 мм, він забезпечує

96,1.

Приймаються (Z 1 + Z 2) = 96

1.5.5 Призначення числа зубів

25,

приймаємо Z ₁ = 25.

Z ₂ = (Z ₁ + Z ₂₎ - Z ₁ = 96 - 25 = 71.

Фактичне передавальне число

U _12ф = 2.84;

Δ U <[Δ U] = 1.4% [1, табл.8].

1.5.6 Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

b = b _w = ψ _ba * a = 0.315 * 100 = 31.5.0, приймаємо b = 32 [1, табл. 18] - ширина коліс 1 і 2.

Перевірка прийнятої ширини на торцеве перекриття

- Торцеве перекриття забезпечено.

Ділильні і зовнішні діаметри коліс:

d ₁ = mZ ₁ / cos  = 2 * 25 / cos 16.26 ^o = 52.08 мм; d _{a 1} = d ₁ + 2 m = 56.08 мм.

d ₂ = mZ ₂ / cos  = 2 * 71/cos16.26 ^o = 147.92 мм; d _a2 = d ₂ + 2m = 151.92 мм.

1.5.7 Призначення ступеня точності

м / с.

Призначаємо ступінь точності 9 B [1, табл. 19].

6. Проектувальний розрахунок тихохідної передачі

Вихідні дані для розрахунку:

потужність на шестерні Pz 3 = 1.98 кВт;

частота обертання шестерні nz 3 = 339.3 об / хв;

передавальне число U ₃₄ = 2.24.

Режим навантаження:

t ₁ = 3000 год; P ₁ = P;

t ₂ = 5000 год; P ₂ = 0.8 P;

t ₃ = 4000 год; P ₃ = 0.3 P;

1. Призначення матеріалів і допустимих напружень

Приймається для шестерні сталь 45 поліпшена, відпустку з твердістю HB 220, для колеса - сталь 45 поліпшена, відпустку з твердістю HB 192.

Допустимі контактні напруги

.

Для шестерні Z _3:

σ _Hlimb = 2 * HB + 70 = 2 * 220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] - межа контактної витривалості, відповідний базовому числа циклів N _{H 0.}

S _H = 1.1 [1, табл. 11] - коефіцієнт безпеки.

- Коефіцієнт довговічності.

N _{H 0} = 12.8 * 10 ⁶ [1, табл. 12] - базове число циклів зміни напружень.

Еквівалентне число циклів зміни напруг:

115 * 10 ^6.

<1, приймаємо K _HL = 1.

Приймаються значення коефіцієнтів:

Z _R = 1 (прийнятий 7-й клас чистоти обробки);

Z _V = 1 (очікується V <5 м / с);

K _L = 1 (рясно змащуємо передача);

K _χH = 1 (очікується діаметр зубчастих коліс менше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z _4:

σ _Hlimb = 2 * HB + 70 = 2 * 192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

S _H = 1.1 [1, табл. 11].

N _{H 0} = 10 * 10 ⁶ [1, табл. 12];

= 51.3 * 10 ⁶

<1,

приймаємо K _HL = 1

= 413 МПа.

2. Призначення коефіцієнтів

Коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані

Ψ _ba = 0.2.

Коефіцієнт нерівномірності навантаження

K _Hβ = 1.05 [1, табл. 20] ( 0.324).

K _HV = 1.14 - коефіцієнт динамічності навантаження.

K _Hα = 1.14 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

3. Розрахунок міжосьової відстані

Розрахункова формула:

,

причому [σ] _H береться мінімальним з [σ] _{H 3} і [σ] _{H 4.}

K _ap = 9.75 * 10 ³ [1, табл. 2] - середній сумарний коефіцієнт при розрахунках міжосьової відстані з використанням потужності.

119 мм.

Приймаємо значення a зі стандартного ряду [1, табл. 16] a = 125 мм.

4. Призначення модуля

m = (0.01 ... 0.025) * a = (0.01 ... 0.025) * 160 = 1, 25 ... 3.125.

Приймаються m = 2.5 мм, він забезпечує

- Ціле число.

5. Призначення числа зубів

30. 9,

приймаємо Z ₃ = 31.

Z ₄ = (Z ₃ + Z ₄₎ - Z ₃ = 1 00 - 31 = 69.

Фактичне передавальне число

U _34ф = 2. 23;

Δ U <[Δ U] = 0. 45% [1, табл.8].

6. Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

b = b _w = ψ _ba * a = 0.2 * 125 = 25, приймаємо b = 25 [1, табл. 18] - ширина коліс 3 та 4.

Ділильні і зовнішні діаметри коліс:

d ₃ = mZ ₃ = 2.5 * 31 = 77.5 мм; d _{a 3} = d ₃ + 2 m = 82.5 мм.

d ₄ = mZ ₄ = 2.5 * 69 = 172.5 мм; d _a4 = d ₄ + 2m = 177.5 мм.

7. Призначення ступеня точності

м / с.

Призначаємо ступінь точності 9 B [1, табл. 19].

7. Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані для розрахунку:

потужність на шестерні Pz 4 = 1.92 кВт;

частота обертання шестерні nz 4 = 151. об / хв;

передавальне число U ₃₄ = 1.4.

Режим навантаження:

t ₁ = 3000 год; P ₁ = P;

t ₂ = 5000 год; P ₂ = 0.8 P;

t ₃ = 4000 год; P ₃ = 0.3 P;

Для передачі вибирається приводний роликовий ланцюг по ГОСТ 13568-75.

1. Призначення чисел зубів зірочок

Z 1 = 31-2 U = 31-2 * 1.4 = 28.2, приймаємо Z 1 = 29 (таблиця 1, [1]);

Z 2 = Z 1 * U = 28 * 1.4 = 40.6, приймаємо Z 2 = 41;

2. Призначення кроку ланцюга

мм

Ке = Кд * Ка * До  * Крег * Кс * Креж = 1.5;

Кд = 1.25 - передбачається, що при роботі передачі можливі незначні поштовхи;

Ка = 1 - габаритних обмежень немає, передача проектується з оптимальним міжосьовим відстанню;

До  = 1 - кут нахилу передачі до горизонту <70 ^o;

Крег = 1 - міжосьова відстань регулюється переміщенням однієї з опор;

Кс = 2 - мастило періодична

Креж = 1 - робота однозмінній; Для всіх коефіцієнтів (таблиця 7, [1]).

m = 1.7 - попередньо приймається дворядну ланцюг (таблиця 6, [1]).

[P] = 33 МПа - очікується крок близько 15,875 мм (таблиця 5, [1]).

У відповідності з розрахунком приймаємо ланцюг t = 25.4 мм ПР-25 ,4-5670

Призначення міжосьової відстані: at = 40

3. Розрахунок довжини ланцюга, уточнення міжосьової відстані передачі:

мм,

приймаємо lt = 114.

ao = 0.997 a = 0.997 * 634.3 = 632.4 мм - монтажне міжосьова відстань

1.7.4 Розрахунок ділильних діаметрів зірочок:

d 1 = t / sin (180 / Z 1) = 15.875/0.11 = 143 мм

d 2 = t / sin (180 / Z 2) = 15.875/0.077 = 153 мм

1.7.5 Розрахунок навантаження на вали зірочок:

F в = 0.595 Ft = 0.595 * 1652 = 982.1 H

Ft = 1000 P 4 / V = 1000 * 1,92 / 1.162 = 1652 H

V = t * Z 1 * n 1 / 60000 = 15.875 * 29 * 151.5/60000 = 1.162 м / с

8. Попередній розрахунок муфти

Вибираємо пружну муфту із зірочкою (ГОСТ 14084-93)

Момент - Т = 63 Н * м

Діаметр посадочних отворів - d = 28 мм

Z = 6 D = 85 мм

Величина радіального навантаження на вали

F м = 300T/D1 = 300 * 63/85 = 222 H

9. Попередній розрахунок валів

Вихідні дані для розрахунку:

P 1 = 2.06 кВт P 2 = 2 кВт P 3 = 1.94 кВт

n 1 = 950 хв ^-1 n 2 = 339,3 хв ^-1 n 3 = 151,5 хв ^-1

Вхідний вал:

D 1 = мм. Приймаються D 1 = 28 мм (D в = 28)

Проміжний вал:

D 2 = мм. Приймаються D 2 = 36 мм

Вихідний вал:

D 3 = мм. Приймаються D 1 = 44 мм

10. Вибір і розрахунок підшипників

Виходячи з умови a <200, і конструктивних особливостей валів, прийняті наступні підшипники (легка серія):

Вхідний вал:

ГОСТ 27365-87 7205 Cr = 23900 H D = 52 мм d = 25 мм B = 15 мм

Проміжний вал:

ГОСТ 27365-87 7206 Cr = 29800 H D = 62 мм d = 30 мм B = 16 мм

Вихідний вал:

ГОСТ 8338-75 107 Cr = 15900 H D = 62 мм d = 35 мм B = 14 мм

2. Перевірочні розрахунки

2.1 Перевірочний розрахунок швидкохідної передачі

2.1.1 Перевірка контактної витривалості зубів

Розрахункове умова: σ _H <[σ] _H.

[Σ] _H = [σ] _{H 2} = 413 МПа (див. проектувальний розрахунок).

Розрахункова формула контактної напруги:

.

Приймаються

Z _H = 1.63 - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів.

Z _M = 275 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс. (Сталь-сталь)

ε _α = - Торцевий коефіцієнт перекриття.

Z _ε = - Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній.

K _Hβ = 1 [1, табл. 20],

K _Hα = 1.14

K _HV = 1 + ;

Н / мм,

δ _H = 0.002 [1, табл. 22];

q = 73 [1, табл. 21] - ступінь точності за нормами плавності.

Н / мм.

K _HV = 1 + .

МПа.

σ _H <[σ] _H, контактна витривалість забезпечена.

2.1.2 Перевірка згинальної витривалості зубів

Розрахункове умова: σ _F <[σ] _F. З'ясуємо, за яким з коліс вважати, обчисливши ставлення для колеса і шестерні.

Допустиме згинальної напруга:

, Де - Межа витривалості при еквівалентному числі циклів навантаження.

Приймаються

Y _S = 1 - коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень.

Y _R = 1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні. Прийнято 7-й клас чистоти.

Y _χF = 1 - коефіцієнт, що враховує розміри зубчастого колеса. Для d ₁ <500 приймаємо рівним 1.

K _Fg = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шліфування перехідною поверхні - перехідна поверхня не шліфується.

K _Fd = 1 - деформаційного зміцнення перехідною поверхні не передбачається.

K _Fl = 1 - навантаження одностороння.

- Коефіцієнт довговічності [1].

Для шестерні

N _{F 0} = 4 * 10 ⁶ [1].

N _{FE 1} = 60 * n _{z 1} * = 60 * 950 * (3000 + 5000 * 0.8 ⁶ + 4000 * 0.3 ⁶⁾ = 246 * 10 ^6.

<1, приймаємо K _FL = 1.

S _F = S _F ^'= 2.2 [1, табл. 24] - коефіцієнт безпеки.

σ _Flimb ⁰ = 1.8 * HB = 1.8 * 220 = 396 МПа.

[Σ] _{F 1} = = 180 МПа.

Для колеса

N _{FE 2} = 88 * 10 ⁶

<1, приймаємо K _FL = 1.

S _F = S _F ^'= 2.2 [1, табл. 24] - коефіцієнт безпеки.

σ _Flimb ⁰ = 1.8 * HB = 1.8 * 192 = 345,6 МПа.

[Σ] _{F 2} = = 157 МПа.

Y _{F 1} = 3.9 [1, табл. 4] - коефіцієнт, що залежить від форми зуба;

Y _{F 2} = 3.61 [1, табл. 4].

46.1; 43.5.

Більш слабким елементом є колесо. По ньому перевіримо згинальну міцність:

.

Беремо Y _F = Y _{F 1} = 3.61.

K _Fβ = 1 [1, табл. 20] ( ).

K _Fα = .

K _FV = 1 + ;

Н / мм,

δ _F = 0.006 [1, табл. 22];

q = 76 [1, табл. 21] - ступінь точності за нормами плавності.

Н / мм.

K _FV = 1 + .

Y  = 1 -  / 140 = 1-29 ^o 99'47''/ 140 = 0.79

60 МПа <157 МПа.

Згинальна міцність забезпечена.

2.1.3 Перевірка на контактну міцність при дії максимальних навантажень

Розрахункове умова: σ _Hmax <[Σ] _Hmax.

σ _H = 369 МПа;

σ _Hmax = σ _H ,

K _пер = 2.35 - коефіцієнт перевантаження

σ _Hmax = 369 = 566 МПа.

Для сталі 45 поліпшеної межа плинності σ _T = 450 МПа [1, табл. 9]

[Σ] _Hmax = 2.8 * σ _T = 2.8 * 450 = 1260 МПа.

Розрахункове умова виконується, контактна міцність при дії максимальних навантажень забезпечена.

2.1.4 Перевірка на згинальну міцність при дії максимальних навантажень

Розрахункове умова: σ _Fmax <[Σ] _Fmax, розрахунок ведемо по більш слабкій ланці - шестірні.

σ _Fmax = σ _F * K _пер = 60 * 2.35 = 141 МПа.

[Σ] _Fmax = 2.75 HB = 2.75 * 220 = 605 МПа. [1] (у колеса твердість зубців HB = 220).

Розрахункове умова виконується, контактна міцність при дії максимальних навантажень забезпечена.

2.2 Перевірочний розрахунок тихохідної передачі

2.2.1 Перевірка контактної витривалості зубів

Розрахункове умова: σ _H <[σ] _H.

[Σ] _H = [σ] _{H 3} = 413 МПа (див. проектувальний розрахунок).

Розрахункова формула контактної напруги:

.

Приймаються

Z _H = 1.77 - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів.

Z _M = 275 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс.

ε _α = - Торцевий коефіцієнт перекриття.

Z _ε = - Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній.

K _Hβ = 1.05 [1, табл. 20], K _Hα = 1.14

K _HV = 1 + ;

Н / мм,

δ _H = 0.006 [1, табл. 22];

q = 73 [1, табл. 21] - ступінь точності за нормами плавності.

Н / мм.

K _HV = 1 + .

МПа.

σ _H <[σ] _H, контактна витривалість забезпечена.

2.2.2Проверка згинальної витривалості зубів

Розрахункове умова: σ _F <[σ] _F. З'ясуємо, за яким з коліс вважати, обчисливши ставлення для колеса і шестерні.

Допустиме згинальної напруга:

, Де - Межа витривалості при еквівалентному числі циклів навантаження.

Приймаються

Y _S = 1 - коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень. Для m = 2 .. 5 мм приймається рівним 1.

Y _R = 1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні. Прийнято 7-й клас чистоти.

Y _χF = 1 - коефіцієнт, що враховує розміри зубчастого колеса. Для d ₁ <500 приймаємо рівним 1.

K _Fg = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шліфування перехідною поверхні - перехідна поверхня не шліфується.

K _Fd = 1 - деформаційного зміцнення перехідною поверхні не передбачається.

K _Fl = 1 - навантаження одностороння.

- Коефіцієнт довговічності [1].

Для шестерні

N _{F 0} = 4 * 10 ⁶ [1].

N _{FE 3} = N _{FE 2} = 246 * 10 ^6.

<1,

приймаємо K _FL = 1.

S _F = S _F ^'= 2.2 [1, табл. 24] - коефіцієнт безпеки.

σ _Flimb ⁰ = 1.8 * HB = 1.8 * 220 = 395 МПа.

[Σ] _{F 3} = = 180 МПа.

Для колеса

N _{FE 4} = 109,8 * 10 ⁶

<1,

приймаємо K _FL = 1.

S _F = S _F ^'= 2.2 [1, табл. 24] - коефіцієнт безпеки.

σ _Flimb ⁰ = 1.8 * HB = 1.8 * 192 = 346 МПа.

[Σ] _{F 4} = = 157 МПа.

Y _{F 3} = 3.8 [1, табл. 4] - коефіцієнт, що залежить від форми зуба;

Y _{F 4} = 3.62 [1, табл. 4].

47,4; 43,4.

Більш слабким елементом є колесо. По ньому перевіримо згинальну міцність:

.

Беремо Y _F = Y _{F 4} = 3.6. K _Fβ = 1.1 [1, табл. 20] ( ).

K _Fα = 1 - для прямозубой передачі.

K _FV = 1 + ;

Н / мм,

δ _F = 0.016 [1, табл. 22]; q = 73 [1, табл. 21] - ступінь точності за нормами плавності.

Н / мм.

K _FV = 1 + .

69,5 МПа

Згинальна міцність забезпечена.

2.2.3 Перевірка на контактну міцність при дії максимальних навантажень

Розрахункове умова: σ _Hmax <[Σ] _Hmax.

σ _H = 362 МПа;

σ _Hmax = σ _H ,

K _пер = 2,35 - коефіцієнт перевантаження (див. перевірочний розрахунок швидкохідної передачі).

σ _Hmax = 362 = 555 МПа.

Для сталі 45 поліпшена, відпустку межа плинності σ _T = 450 МПа [1, табл. 9]

[Σ] _Hmax = 2.8 * σ _T = 2.8 * 450 = 1260 МПа.

Розрахункове умова виконується, контактна міцність при дії максимальних навантажень забезпечена.

2.2.4 Перевірка на згинальну міцність при дії максимальних навантажень

Розрахункове умова: σ _Fmax <[Σ] _Fmax, розрахунок ведемо по більш слабкій ланці - колесу.

σ _Fmax = σ _F * K _пер = 69,5 * 2,35 = 163 МПа.

[Σ] _Fmax = 2.75 HB = 2.75 * 192 = 528 МПа. [1] (у колеса твердість зубців HB = 192).

Розрахункове умова виконується, контактна міцність при дії максимальних навантажень забезпечена.

2.3 Перевірочний розрахунок ланцюга

2.3.1 Перевірка зносостійкості ланцюга

Ft = 1652 (див. п. 1.5)

МПа

Ке = 2 (див. п. 1.2)

P = МПа

[P] = 33,4 МПа

P <= [P] ізн - зносостійкість ланцюга забезпечена.

2.3.2 Перевірка на число ударів ланок ланцюга про зуби зірочок

V = 4 Z 1 n 1 / 60 lt = 4 * 29 * 151,5 / (60 * 114) = 2.57 м / с

[V] = 20 (таблиця 8, [1])

V <[V] - перевірочне умова виконана.

2.3.3 Перевірка на статичну міцність ланцюга при максимально можливої ​​навантаженні

S> [S]

Q = 45400 H (таблиця 1 прогр., [1])

Ft = 1652 (див. п. 1.5)

Кпер = 2,35

Fy = 0, тому V = 1.162 м / c <10 м / с

[S] = 8 прийнято

S> [S] - статична міцність ланцюга при перевантаженнях забезпечена.

2.4 Перевірка валів

Рисунок 1 - Загальна схема навантаження валів

2.4.1 Перевірочний розрахунок вхідного валу

Матеріал ведучого валу Ст45, кут нахилу зубів , Потужність на шестерні Р z 1 = 2.04 кВт, число оборот валу n 1 = 950 хв ^-1.

Момент, рухаючись валом: Т ₁ = 9550 * Рвх / n 1 = 9550 * 2,06 / 950 = 20,7 Н * м

Зусилля в зачепленні:

Неврівноважена складова зусилля в нормальному перерізі даються муфтою, приймається відповідно до рекомендацій

S м = 0.3 * Ft 2 = 0.3 * 796 = 240 H

Розглянемо вал в горизонтальній і вертикальній площині, визначимо опорні реакції, будуємо епюри згинальних моментів у кожній площині (мал. 2)

Горизонтальна площину

Малюнок 2 - Епюри згинальних і крутних моментів на вхідному валі

Вертикальна площина

Визначаємо сумарні радіальні реакції:

По аналізу епюр згинаючих моментів найбільш навантажене розтин під шестернею

М ^х _і = 25785 Н * мм

М ^у _і = 26666 Н * мм

Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантаженому перерізі:

Еквівалентний момент по III гіпотезі міцності

Діаметр вала в найбільш навантаженому перерізі (під шестернею)

мм

Оскільки вал-шестірня, то приймаємо діаметр валу d = 32 мм

Діаметр вхідного кінця валу виробляється з розрахунку на чисте крутіння по зниженим допускаються напругам

мм

Враховуючи ослаблення перерізу шпоночной канавкою збільшуємо діаметр і приймаємо остаточно по ГОСТ 6636-69 d _k = 22 мм.

Діаметр під підшипники d _п = 25 мм.

2.4.2 Перевірочний розрахунок проміжного валу

Матеріал ведучого валу Ст45; потужність, що передається зачепленням Z 1 - Z 2 P 2 = 2 кВт; потужність, що передається зачепленням Z 3 - Z 4 P 3 = 1,98 кВт; число оборот валу n 2 = 339,3 хв ^-1.

Момент, рухаючись валом: Т ₃ = 9550 * Р3 / n 2 = 9550 * 1.98/339.3 = 55,73 Н * м

Зусилля в зачепленні Z 3 - Z 4:

Зусилля, що діє на зуб колеса Z 2:

Розглянемо вал в горизонтальній і вертикальній площинах, визначимо опорні реакції, будуємо епюри згинальних моментів у кожній площині.

Горизонтальна площину

Вертикальна площина

Визначаємо сумарні радіальні реакції:

По аналізу епюр згинаючих моментів найбільш навантажене розтин під колесом Z 2

М ^х _і = 17885 Н * мм

М ^у _і = 18875 Н * мм

Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантаженому перерізі:

Еквівалентний момент по III гіпотезі міцності

Діаметр вала в найбільш навантаженому перерізі (під колесом)

мм

Приймаємо діаметр валу d = 40 мм

Діаметр під підшипники d _п = 30 мм.

2.4.3 Перевірочний розрахунок вихідної валу

Матеріал ведучого валу Ст45 потужність P вих = 1,92 кВт; число оборот валу n 3 = 151,5 хв ^-1.

Зусилля на вал з боку зірочки

F ц = 1,15 * Ft = 1.15 * 1652 = 1900 H

Зусилля в зачепленні Z 3 - Z 4:

Розглянемо вал в горизонтальній і вертикальній площинах, визначимо опорні реакції, будуємо епюри згинальних моментів у кожній площині.

Горизонтальна площину

Вертикальна площина

Визначаємо сумарні радіальні реакції:

По аналізу епюр згинаючих моментів найбільш навантажене розтин під опорою У

М ^х _і = 161500 Н * мм

М ^у _і = 0 Н * мм

Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантаженому перерізі:

Еквівалентний момент по III гіпотезі міцності

Діаметр вала в найбільш навантаженому перерізі (під опорою В)

мм

Приймаємо діаметр валу під підшипники d = 35 мм

2.5 Перевірка підшипників

2.5.1 Підшипники вхідного валу

Підшипник роликовий конічні - 7205 (ГОСТ 27365-87)

X = 0.4 Y = 1,67 e = 0.36 Rs = 0 млн.об. Ra = 0 год.

a ₁ = ₁ - при безвідмовної роботи в 90% випадків

a ₂₃ = 0.6 - для роликових підшипників

m = 3,3 - для роликових підшипників

n = 950 хв ^-1

Rr = 554 H (див. розрахунок валів)

R а = 803 H

Cr = 23900 H

K  = 1.3 - Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження

Кт = 1 - Температурний коефіцієнт

V = 1 - Обертається внутрішнє кільце підшипника

2.5.2 Підшипники проміжного валу

Підшипник роликовий конічні - 7206 (ГОСТ 27365-87)

X = 0.4 Y = 1,65 e = 0.36 Rs = 0 млн.об. Ra = 0 год.

a ₁ = ₁ - при безвідмовної роботи в 90% випадків

a ₂₃ = 0.6 - для роликових підшипників

m = 3,3 - для роликових підшипників

n = 339 хв ^-1

Rr = 1176 H

R а = 1358 H

Cr = 29800 H

K  = 1.3 - Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження

Кт = 1 - Температурний коефіцієнт

V = 1 - Обертається внутрішнє кільце підшипника

2.5.3 Підшипники вихідного валу

Підшипник кульковий радіальний - 107 (ГОСТ 8338-75)

X = 0.56 Y = 0 e = 0 Rs = 0 млн.об. Ra = 0 год.

a ₁ = ₁ - при безвідмовної роботи в 90% випадків

a ₂₃ = 0.7 - для кулькових підшипників

m = 3 - для кулькових підшипників

n = 151,5 хв ^-1

Rr = 2926 H

Cr = 15900 H

K  = 1.3 - Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження

Кт = 1 - Температурний коефіцієнт

V = 1 - Обертається внутрішнє кільце підшипника

2.6 Розрахунок шпоночно з'єднання

Матеріал шпонок - чістотянутая сталь з МПа (ГОСТ 23360-78). Допускається застосування іншого стали відповідної міцності. Часто це Ст. 6; стали 45, 50.

У загальному машинобудуванні допустимі напруження на зминання приймають рівними [ _см] = 80 ... 150 МПа. При цьому менші напруги беруть для чавунних маточин.

У редукторах для шпонок зі сталі 45 приймають при безперервному використанні редуктора з повним навантаженням [ _см] = 50 ... 70 МПа; при середньому режимі роботи [ _см] = 130 ... 180 МПа;

2.6.1 З'єднання вал-муфта

За ГОСТ 23360 - 78 підбираємо шпонку призматичну звичайну з наступним параметрами:

d = 22 мм, b = 6 мм, lp = 28 мм, h = 6 мм, hp = 2.8 мм.

Обертаючий момент, що передається з'єднанням, T = 20,5 H * м.

Напруга зминання на робочій грані шпонки:

Напруга, що допускається ,

де [S] - прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2;

- Межа плинності, для Ст.6 = 320 МПа.

Умова стійкості шпонки на зріз:

Отримані значення напружень менше допускаються. Отже, шпонкові з'єднання працездатно з високим ступенем надійності.

2.6.2 З'єднання вал-колесо (Z 2)

За ГОСТ 23360 - 78 підбираємо шпонку призматичну звичайну з наступним параметрами:

d = 36 мм, b = 10 мм, lp = 22 мм, h = 8 мм, hp = 3.3 мм.

Обертаючий момент, що передається з'єднанням, T = 56.3 H * м.

Напруга зминання на робочій грані шпонки:

Напруга, що допускається ,

де [S] - прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2;

- Межа плинності, для Ст.6 = 320 МПа.

Умова стійкості шпонки на зріз:

Отримані значення напружень менше допускаються. Отже, шпонкові з'єднання працездатно з високим ступенем надійності.

2.6.3 З'єднання вал-шестірня (Z 3, Z 5)

За ГОСТ 23360 - 78 підбираємо шпонку призматичну звичайну з наступним параметрами:

d = 40 мм, b = 12 мм, lp = 22 мм, h = 8 мм, hp = 3,3 мм.

Обертаючий момент, що передається з'єднанням, T = 55.7 H * м.

Напруга зминання на робочій грані шпонки:

Напруга, що допускається ,

де [S] - прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2;

- Межа плинності, для Ст.6 = 320 МПа.

Умова стійкості шпонки на зріз:

Отримані значення напружень менше допускаються. Отже, шпонкові з'єднання працездатно з високим ступенем надійності.

2.6.4 З'єднання вал-колесо (Z 4, Z 6)

За ГОСТ 23360 - 78 підбираємо шпонку призматичну звичайну з наступним параметрами:

d = 40 мм, b = 12 мм, lp = 25 мм, h = 8 мм, hp = 3.3 мм.

Обертаючий момент, що передається з'єднанням, T = 120 H * м.

Напруга зминання на робочій грані шпонки:

Напруга, що допускається ,

де [S] - прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2;

- Межа плинності, для Ст.6 = 320 МПа.

Умова стійкості шпонки на зріз:

Отримані значення напружень менше допускаються. Отже, шпонкові з'єднання працездатно з високим ступенем надійності.

2.6.5 З'єднання вал-зірочка

За ГОСТ 23360 - 78 підбираємо шпонку призматичну звичайну з наступним параметрами:

d = 32 мм, b = 10 мм, lp = 36 мм, h = 8 мм, hp = 3.3 мм.

Обертаючий момент, що передається з'єднанням, T = 120 H * м.

Напруга зминання на робочій грані шпонки:

Напруга, що допускається ,

де [S] - прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2;

- Межа плинності, для Ст.6 = 320 МПа.

Умова стійкості шпонки на зріз:

Отримані значення напружень менше допускаються. Отже, шпонкові з'єднання працездатно з високим ступенем надійності.

3. Змазування деталей і вузлів редуктора

3.1 Змазування зубчастого зачеплення

а) Для проектованого редуктора застосовуємо безперервне змазування маслом картерів непроточні способом.

б) За значенням сполучення в зубах ( ) Та окружної швидкості V = 2,59 м / сек вибираємо масло І-Г-А-46 (ГОСТ 17479-87) з кінематичною в'язкістю (41 ... 51).

в) Для редуктора при змазуванні зануренням обсяг масляної ванни визначається з розрахунку (0,5 ... 1) л олії на 1 кВт переданої потужності. Обсяг масла приймаємо рівним 1 * 2,2 = 2,2 л

г) У конічному циліндричному рівень масла приймаємо з розрахунку m <= hm <0.25 d 2, де m-модуль зачеплення, при нижньому розташуванні шестерні hm = (01 .. 03) d 1, при цьому hmin = 2.2 m.

д) Контроль масла здійснюється за допомогою кругового маслоуказателе розташованого в корпусі редуктора.

е) Для зливу масла, при його заміні передбачено зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричним різьбленням.

ж) Для усунення підвищеного тиску парів масла та повітря всередині корпусу редуктора, що виникає при його тривалої експлуатації, встановлюємо віддушину у верхній частині кришки редуктора.

3.2 Змащення підшипників

При змащення зубчастих коліс зануренням (вище описаний метод) підшипники кочення змащуються з картера у результаті розбризкування масла колесами, освіти масляного туману і розтікання масла по валах.

4. Розробка ПМК

0. Введення

Розроблюваний програмний комплекс називається Privod і служить для конструювання редуктора, а саме приводу до млина. Даний ПМК реалізує різні види розрахунків (проектувальні, перевірочні) у кілька нижче викладених етапів, а також на підставі отриманих даних виконується візуалізація отриманої моделі засобами AutoCad 'a і SolidWorks' а - вивід окремих елементів і вузлів редуктора або одержання готового складального креслення. ПМК дозволяє вносити зміни або доповнення до технічного завдання на будь-яких стадіях розробки програмного виробу. Областю застосування пропонованої програми можуть бути як промислові підприємства (відділи ОАСУП, ОРТП та ін), так і технічні навчальні заклади можуть використовувати цей ПМК в якості основної середовища отримання навичок студентами в проектуванні, розробці, розрахунку й т.д. таких складних механічних систем як привід.

Даний проект призначений для розробки системи автоматизованого проектування двоступінчастого циліндричного редуктора. Редуктором називається передача, встановлена ​​в корпусі, що служить для зниження кутової швидкості і відповідно для підвищення обертаючого моменту на відомому валу в порівнянні з ведучим. Крутний момент від двигуна до вхідного валу редуктора передається через муфту пружну із зірочкою. За допомогою циліндричних передач крутний момент передається до вихідного валу. На виході встановлена ​​зірочка, яка передає крутний момент від вихідного валу до млина.

Основними умовами, яким повинна відповідати конструкція редуктора, є достатня міцність, контактна витривалість, що забезпечує нормальну роботу, технологічність конструкції і економію матеріалу.

Розрахунок вузлів редуктора виконується в три етапи: проектувальний розрахунок, силовий розрахунок, перевірочний розрахунок (перевірка на згинальну витривалість і контактну міцність при дії максимальних навантажень).

Проектувальний розрахунок включає в себе кілька завдань:

• вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу (розрахунок потужності і частоти обертання двигуна, визначення передаточного числа, визначення силових і кінематичних характеристик приводу);

• розрахунок зубчастих передач;

• розрахунок ланцюгової передачі;

• розрахунок валів (вибір матеріалу, допустимих напружень, визначення геометричних параметрів, попередній вибір підшипників);

Перевірочний розрахунок включає:

• розрахунок валів (перевірка на згинальну витривалість і контактну міцність при дії максимальних навантажень);

• розрахунок зубчастих передач;

• розрахунок муфти;

• розрахунок підшипників (довговічність, вантажопідйомність);

• розрахунок шпонок на зминання;

• розрахунок стяжних гвинтів.

4.2 Підстава для розробки

Основний документацією, на підставі якої ведеться розробка ПМК, є розрахунково-графічні роботи, довідкові матеріали і наукова література з проектування двоступеневих циліндричних прямозубих передач.

Проектувальні та розрахунково-графічні роботи затверджені ДДМА кафедрою «Деталей машин» від 14.02.2004 року.

Найменування теми розробки «Проектування приводу до млина».

4.3 Призначення розробки

Функціональне призначення програмного виробу полягає у появі можливості створення «самостійної системи» для:

• виконання операцій розрахунку (попереднього і перевірочного);

• зіставлення отриманих значень довідковим, занесеним в базу даних стандартних рядів розмірів;

• подальшого вибору стандартних розмірів для виконання перевірочних розрахунків;

• перевірки конструкції на витривалість, міцність, довговічність, граничні перевантаження і ін

Експлуатаційне призначення програмного виробу полягає у можливості його застосування як у навчальній програмі технічних спеціальностей, так і в реальних умовах промислового виробництва в області проектування двоступеневих циліндричних прямозубих передач із заданими параметрами.

4. Вимоги до програми або програмного виробу

1. Вимоги до функціональних характеристик

Мінімальний склад виконуваних функцій даними ПМК представлений нижче, однак він чітко не регламентований, оскільки програмний комплекс створений таким чином, що можливе внесення певних доповнень (поповнення складу виконуваних функцій, формування додаткової документації, наприклад, отримання звіту за розрахунками або специфікацію).

Організація вхідних даних не дозволяє користувачеві вносити некоректні вихідні дані, так як у програмі жорстко вказані всі межі і області допускаються значень і параметрів для даного об'єкта. У реалізованому ПМК можливий вибір деяких експлуатаційних характеристик з бази даних, а також реалізована система підказок і рекомендацій користувачеві на вибір режимів навантаження, серійності випуску і т.д.

ПМК повинен виконувати наступні функції:

• побудова параметричної моделі деталі;

• перевірку та контроль всіх вхідних даних;

• підтримувати роботу з реляційною базою даних;

• автоматичну перемальовування моделі при зміні параметрів.

Вихідними даними, одержуваними користувачем, після виконання всього ПМК є не тільки результати попередніх та перевірочних розрахунків:

• результати кінематичного розрахунку і вибору електродвигуна;

• результати розрахунку зубчастої передачі;

• результати розрахунку гнучкого зв'язку;

• результати розрахунку валів і вибору підшипників;

• результати розрахунку шпонок;

• результати розрахунку муфт;

• результати розрахунку групового болтового з'єднання;

а також результати подальшої обробки отриманих значень параметрів:

• результати візуалізації отриманого об'єкта або його складових частин;

• супровідна документація (пояснення і коментарі);

• специфікація.

У підрозділі повинні бути зазначені вимоги до складу виконуваних функцій, організації вхідних та вихідних даних, тимчасовим характеристикам і т.п.

2. Вимоги до надійності

Надійне функціонування розроблюваного ПМК буде забезпечуватися при використанні сучасних ЕОМ, чіткому дотриманні рекомендацій при внесенні початкових параметрів і не порушення ходу обчислень і порядку операцій. Не слід неосвіченому користувачеві намагатися подивитися на вихідний код і видалити з нього не потрібні, на його погляд, частини коду з метою прискорення процесу обчислень. Видаляти будь-які файли проекту забороняється, доступ до них обмежений.

• ПМК повинен бути надійний в експлуатації;

• ПМК повинен контролювати дії користувача;

• ПМК повинен ефективно реагувати на виникнення виняткових ситуацій та повідомляти користувача;

• ПМК має коригувати дані, перевіряючи їх на логічну правильність;

• ПМК повинен працювати без проблем, збоїв, пов'язаних з програмною частиною.

У разі відмови в роботі ПМК - мінімальна втрата інформації, так як при кожному новому етапі обчислень відбувається їх автоматичне збереження.

3. Умови експлуатації

Умови експлуатації наступні:

• температура навколишнього повітря +5 ... +30 ⁰ С;

• відносна вологість для вибраних типів носіїв даних, що не перевищує норму;

• атмосферний тиск 760 мм.рт.ст.;

• наявність кваліфікації персоналу визначається обсягом необхідних обчислень (приблизно 3 - 7 осіб).

4. Вимоги до складу і параметрів технічних засобів

Мінімальні вимоги до програмних і апаратних засобів для нормального функціонування програми:

Процесор: Intel Pentium II 450 і вище;

ОЗУ: 256 Mb і краще;

ОС: Windows 98, Windows NT 4.0 і краще;

Інші вимоги: маніпулятор миша (не обов'язково).

5. Вимоги до інформаційної та програмної сумісності

Основні вимоги пред'являються до вихідного коду - читабельність, наявність коментарів; до мов програмування - Delphi 5.0/6.0 і до програмних засобів, які використовуються програмою - AutoCAD 2000 i, SolidWorks.

• ПМК повинен працювати на платформах операційної системи Windows 98, NT, 2000, XP;

• ПМК повинен підтримувати роботу з CAD (SolidWorks, AutoCAD) системою і досить швидко реалізовувати побудову.

4. Вимоги до програмної документації

Попередній склад програмної документації:

• довідка в стилі Windows, яка повинна мати зображення і опис деталі (вузла), функціональні можливості підсистеми, інструкцію з роботи з призначеним для користувача інтерфейсом і інформацію про призначення окремих діалогових вікон та їх елементів управління, опис меню;

• програмне забезпечення, що організує роботу контекстно-залежної допомоги у вигляді підказок у діалогових вікнах, у вигляді контекстно-залежного виклику довідки в стилі Windows.

• Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту повинна бути оформлена відповідно до вимог, що пред'являються до курсових робіт і містити:

• титульний лист;

• технічне завдання на виконання курсового проекту;

• відомість проекту, що містить перелік усіх документів, що входять у комплект технічної документації по стадії технічного проекту;

• реферат;

• введення;

• загальні положення, включають повне та умовне найменування системи, опис предметної області, вказуються мета і критерії створення системи, основні завдання, які вирішуються системою, характеристики об'єктів і процесів проектування, вимоги до системи;

• призначення і область застосування системи, що включають відомості про призначення системи і коротку характеристику області її використання;

• опис процесів проектування відповідно до виконаних етапами проектування;

• опис баз даних, що містить призначення і опис логічної і фізичної структур БД;

Повний список вимог наведено в методичних вказівках до курсового проекту з дисципліни «Основи автоматизованого проектування складних об'єктів і систем».

4.6 Техніко-економічні показники

Економічна ефективність розробленого ПМК полягає в тому, що у зв'язку із зменшенням часу, що витрачається на проектування і розрахунок двоступеневої циліндричної прямозубой передачі, а саме приводу до млина, можливо істотне підвищення точності виробництва підприємств, а відповідно і економії ресурсів. Наявність і застосування даного ПМК дозволить істотно скоротити фінансові кошти, що витрачаються при розробці редукторів на кваліфікований персонал та експериментальні установки.

5. Стадії та етапи розробки

У процесі виконання курсової роботи повинні бути реалізовані наступні етапи:

Стадії розробки ПМК в точності відповідають стадіям процесу розрахунку редуктора і обробки результуючої інформації, зокрема параметризації моделі:

• вибір електродвигуна;

• кінематичний розрахунок;

• розрахунок зубчастої передачі;

• розрахунок передачі гнучкою зв'язку;

• розрахунку валів і вибору підшипників;

• розрахунок шпонок;

• розрахунок муфт;

• розрахунок болтових та різьбових з'єднань;

• вибір мастила і відповідних ущільнень на кришках редуктора;

• візуалізація отриманого об'єкта або його складових частин - складальне креслення і деталювання;

• створення звітів про хід виконуваних операцій та їх результатів;

• створення специфікації.

1. Порядок контролю та приймання

Випробування створеного ПМК полягає в тестуванні програми - введення початкових параметрів, виконання розрахункової частини і аналіз отриманого складального креслення приводу до бігунів.

Тестування і прийом програмного продукту здійснюється в конструкторському бюро машинобудівного заводу (наприклад НКМЗ).

У додатку до технічного завдання наведено:

• перелік науково-дослідних і розрахунково-графічних робіт, які обгрунтовують розробку;

• схеми алгоритмів, таблиці, описи, обгрунтування, розрахунки.

2. Відомість проекту

Курсовий проект з дисципліни «Основи автоматизованого проектування складних систем і об'єктів» містить:

№	Найменування	Кількість	Примітка
1	Пояснювальна записка до курсового проекту	1 шт.	Містить розрахунки та методику проектування, складальне креслення, компонування і деталювання.
2	Дискета 3.5 '	1 шт.	ПК для параметризації кришки

6. Аналіз об'єкта проектування

6.1 Опис конструкції

Проектований редуктор входить в привід до млина, що забезпечує знижену швидкість на виході в порівнянні зі швидкістю на вході.

В основі конструкції покладено двоступенева схема з циліндричною прямозубой передачею на першому і другому ступенях.

Обертаючий момент від електродвигуна до редуктора передається за допомогою муфти пружною із зірочкою. Від редуктора обертаючий момент передається ланцюговою передачею.

За умовами компонування приводу двигун і редуктор встановлюються на литій плиті, яка у свою чергу встановлюється на фундаменті і кріпиться до нього фундаментними болтами. Деталі, що обертаються захищаються за нормами техніки безпеки спеціальними кожухами.

Мастило всіх рухомих частин і вузлів здійснюється розбризкуванням масла, залитого в корпус редуктора до певного рівня. Для змащення використовується масло індустріальне І-Г-А ГОСТ 20799-75. Частота зміни масла - 1 раз на рік.

Механізм, згідно із завданням, розрахований на експлуатацію протягом тривалого періоду при тризмінної роботі і порівняно повному використанні потужності приводу.

2. Параметричний опис об'єкта проектування

Колір - сталевий;

Вага - 32 кг;

Виготовляється із сталі різних марок:

• матеріал шестірні й колеса циліндричної передачі сталь 45 поліпшена;

• матеріал кришки - сталь 45;

• матеріал корпусу - чавун;

Форма має згладжені контури, але є виступаючі назовні фланці, ребра жорсткості; на вході - муфта, на виході - ланцюгова передача.

Шумові характеристики: робота редуктора повинна бути без заїдань, поштовхів. Скрегіт і вібрація неприпустимі.

Температура: у неробочому стані температура редуктора дорівнює температурі навколишнього середовища, в робочому стані підвищується на 30-50 ° С.

Запах - масляного змащення.

2. Морфологічний опис об'єкта

Редуктор виконує функцію передачі і перетворення моменту, тому його можна представити у вигляді 3 вузлів. Перший вузол - це вузол передачі моменту від електродвигуна до редуктора. Другий вузол - вузол перетворення моменту в самому редукторі. І третій вузол - вузол передачі моменту на виході.

Розглядаючи кожен вузол окремо можна уявити редуктор як дерево елементів «І-АБО», де кожній вершині «І» відповідає тільки одне можливе рішень, а вершині «АБО» кілька варіантів конструктивних рішень. Дерево «І-АБО» редуктора наведено на малюнку. На малюнку наведена укрупнена схема вузла перетворення редуктора. З побудованого дерева «І-АБО" виділимо дерево рішень, тобто конструкційні елементи і вузли, що відповідають заданому редуктора. Граф «І» дерева рішень представлений на малюнку.

2. Функціональне опис редуктора

Дерево «І» є графом зв'язку елементів розроблюваного редуктора. Номер вузла показує його положення на рівнях ієрархії. Функціональне призначення деталей і вузлів приводу наведемо у вигляді таблиць. У таблиці 1 привід представлений поелементно з переліком виконуваних кожним конкретним елементом. У таблиці 2 дані з таблиці 1 представлені у вигляді матриці інцидентності, елемент матриці дорівнює 1, якщо елемент або деталь виконує дану функцію і 0 в іншому випадку.

Таблиця 1 - Функціональні призначення елементів редуктора

2. Опис життя об'єкта

Редуктором називається передача, встановлена ​​в окремій закритій коробці, званої корпусом, що служить для зниження (підвищення) кутовий швидкості і підвищення (зниження) обертаючого моменту на відомому валу в порівнянні з валом провідним; спроектований мною редуктор призначений для передачі моменту до млина.

Даний об'єкт впродовж всього життя функціонує наступним чином. Передача моменту від двигуна до редуктора здійснюється за допомогою муфти. Момент передається на вхідний вал. Вал-шестерня передає момент зубчастому колесу, для чого застосовують призматичні шпонки. Зубчаста передача складається з зубчастого колеса і вала-шестерні. Зачеплення відбувається за допомогою зубів. У зачеплення зуби входять відразу по всій довжині. Після повороту ведучого колеса на величину торцевого кроку по основному колу в зачеплення входить чергова пара зубів і навантаження передається по двох контактних лініях. При передачі крутного моменту в зачепленні крім нормальної сили діє сила, пов'язана з ковзанням. Під дією цих сил зуб знаходиться в складному стані. Вирішальний вплив на його працездатність роблять два основних напруги: контактні і напруги вигину. Ці змінні напруги є причиною втомного руйнування зубів: поломка зубів від напружень вигину і викрошіваніе поверхні від контактних напружень. З контактними напруженнями і непорозуміннями пов'язані також знос, засідання й інші види пошкоджень поверхні зубів.

Поверхнева термічна або термохімічна обробка, що забезпечує високу твердість робочих поверхонь зубів, призводить до істотного збільшення допускаються контактних напружень. У той же час допустимі напруження згину, що визначаються в основному властивостями матеріалу серцевини зуба, мало змінюються.

На вхідному, вихідному валах стоять кулькові однорядні підшипники. Вони виготовляються з високоміцних підшипникових сталей з термообробкою, що забезпечує високу твердість.

На виході редуктора розташована зірочка.

7. Розробка ПМК для параметризації моделі кришки підшипника

1. Формулювання цілей проектування і побудова SADT діаграми

При розробці програмного комплексу головною метою ставиться отримання параметричної моделі наскрізної торцевої кришки підшипника. Розміри моделі повинні змінюватися у відповідності з заданими параметрами моделі. Побудова моделі має бути здійснено за допомогою сучасної CAD системи SolidWorks, використовуючи методи OLE Automation. Вихідні дані до параметризації повинні перевірятися на логічне відповідність і геометричну логіку. Тестові варіанти повинні полягати в базі даних. База даних буде реляційної формату. Dbf, розробленої в середовищі Paradox 7.0.

Покажемо взаємодія активностей програмного комплексу як єдиної системи, використовуючи методику SADT технології.

Модель SADT об'єднує діаграми в ієрархічні деревоподібні структури. У діаграмі виділяють кілька блоків, замість однієї громіздкою моделі використовуються декілька взаємопов'язаних моделей, що забезпечує структуризацію системи.

Кожна сторона блоку має своє призначення і показує принципи функціонування блоку:

• входи - перетворюються у виходи;

• управління - обмежує і наказує умови виконання діяльності;

• виконавці - описують, за рахунок чого виконуються перетворення.

Дуги означають набори предметів і супроводжуються текстом на природній мові. Дуги можуть з'єднуватися і розгалужуватиметься.

Предмети складаються в чотирьох можливих відносинах з активностями (Вхід, Вихід, Управління, Виконавець). Таким чином, сторони блоку графічно сортують предмети, зображувані дугами.

Розміщення блоків на діаграмі проводиться за ступеневою схемою відповідно до їх домінуванням - впливом одного блоку в інший. Номери блоків проставляються звичайно відповідно до домінуванням. Взаємовплив проявляється у пересиланні Виходу однієї активності до іншої - для подальшого перетворення, або у виробленні керуючої інформації, яка наказує, що повинна робити інша активність.

При використанні SADT варіанти діаграм розробляються кілька разів для вибору кращого.

Переваги SADT - поєднання діаграми ("активність - предмет"); відображення управління, зворотного зв'язку, виконавців і одночасний показ домінування.

На рисунку 8 наведено приклад SADT діаграми для програмного комплексу, який реалізує параметризацію кришки підшипника.

Детализирующая частина діаграми представлена ​​на малюнку і відображає порядок вибору вихідних даних: відображає процес звернення до бази даних і виникаючі при цьому потоки даних.

2. Логічна структура ПК: DFD і STD діаграми

При структурному підході для цілей моделювання систем взагалі і структурного аналізу зокрема використовують три групи інструментальних засобів, що ілюструють:

• функції, які система повинна виконувати;

• відносини між даними;

• залежне від часу поведінка системи (аспекти реального часу).

Представлення інформації вимагає використання наочних діаграмних методик. Існує безліч різних засобів візуалізації інформації, які застосовуються на практиці. Вибір цих коштів залежить від розв'язуваної задачі, тому розглянемо ряд найбільш часто використовуваних для зазначених завдань діаграм і методик відповідно:

DFD (Data Flow Diagrams) - діаграми потоків даних; спільно зі словниками даних і специфікаціями процесів (Миниспецификация) ілюструють функції, які система повинна виконувати;

ERD (Entity Relationship Diagrams) - діаграми ² сутність-зв'язок ² показують відносини між даними;

STD (State Transition Diagrams) - діаграми переходу станів показують залежне від часу поведінка системи (аспекти реального часу).

Перераховані кошти дають повний опис системи незалежно від її новизни. Проводиться побудова логічної функціональної специфікації - докладний опис того, що повинна робити система, без розгляду шляхів реалізації (чітке уявлення про кінцеві результати).

Логічна DFD показує зовнішні по відношенню до системи джерела і стоки даних, ідентифікує логічні функції та групи елементів даних, що пов'язують одну функцію з іншого (потоки), ідентифікує сховища (накопичувачі) даних.

Структури потоків даних зберігаються і аналізуються в словниках даних. Кожна логічна функція (процес) може бути деталізована за допомогою DFD нижнього рівня. У разі наявності реального часу використовують STD-діаграми.

Діаграми потоків даних DFD (Data Flow Diagrams) - є основним засобом моделювання функціональних вимог до проектованої системи. З їх допомогою ці вимоги розбиваються на функціональні компоненти (процеси), пов'язані потоками даних і подаються у вигляді графа.

Головна мета таких засобів - продемонструвати, як кожен процес перетворює вхідні дані у вихідні, а також виявити відносини між цими процесами.

Важливу роль у моделі грає спеціальний вид DFD - контекстна діаграма, яка моделює систему найбільш загальним чином (на найвищому рівні). Контекстна діаграма моделює (відображає) інтерфейс зв'язку системи із зовнішнім світом, а саме інформаційні потоки між системами й зовнішніми сутностями, з якими вона повинна бути пов'язана.

Вона ідентифікує зовнішні сутності, а також єдиний процес, що відображає головну мету або природу системи. Кожен проект має тільки одну контекстну діаграму (0-го рівня).

Деталізація DFD здійснюється на основі процесів: кожен процес розкривається за допомогою DFD нижнього рівня або специфікації процесу.

Діаграми переходів станів STD (малюнок) призначені для моделювання і документування реакцій системи при її функціонуванні в часі.

STD дозволяють здійснювати декомпозицію керуючих процесів в системі. STD описують відносини між вхідними і вихідними керуючими потоками на керуючому процесі. STD моделюють подальше функціонування системи на основі її попереднього і сьогодення функціонування.

Контекстна DFD діаграма програмного комплексу наведена на малюнку. Детализирующая DFD діаграма активності «параметризованих кришку» наведена на малюнку.

Таблиця 2 - Матриця функціонального опису редуктора