ДЕТАЛІ МАШИН
Курсова робота
Зміст
Введення
1 Технічне завдання
1.1 Схема приводу
1.2 Вихідні дані
2 Кінематичний та енергетичний розрахунок привода
2.1 Загальний ККД приводу
2.2 Потужність споживана робочим органом
2.3 Необхідна потужність електродвигуна
2.4 Частота обертання робочого органу
2.5 Підбір електродвигуна
2.6 Передаточне число привода
2.7 Частоти обертання валів
2.8 Кутові швидкості валів
2.9 Потужності передаються валами приводу
2.10 Крутні моменти на валах приводу
3 Розрахунок редуктора
3.1 Вибір матеріалу
3.2 Визначення міжосьової відстані і модуля
3.3 Перевірка швидкості ковзання
3.4 Перевірка міцності по контактним напруженням
3.5 Перевірка міцності на вигин
3.6 Визначення основних розмірів
4 Розрахунок валів
4.1 Проектний розрахунок валів
4.2 Перевірочний розрахунок тихохідного валу
4.3 Розрахунок вала на втомну міцність
4.4 Розрахунок вала на статичну міцність
4.5 Перевірка жорсткості вала
5 Вибір підшипників кочення
5.1 Перевірочний розрахунок підшипників кочення
5.2 Перевірка підшипників кочення за статичною вантажопідйомності
6 Розрахунок відкритої зубчастої передачі
6.1 Підбір матеріалу коліс
6.2 Розрахунок модуля
6.3 Вибір основних параметрів передачі
6.4 Перевірка розрахункових напружень згину
7 Перевірка. Розрахунок шпонкових з'єднань
8 Вибір муфт
9 Мастило редуктора
Висновок
Список використаної літератури
Введення
Інженер-конструктор є творцем навою техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою визначаються темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до числа найбільш складних проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху при створенні нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням все зростаючого числа факторів базуються на даних різних наук. При виконанні проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних і експериментальних дослідженнях, що відносяться до об'ємної і контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовуються відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення і т.д. Все це сприяє розвитку самостійності і творчого підходу до поставлених проблем.
В даний час в Республіці Білорусь відсутнє власне виробництво редукторів загального призначення. Тим часом в республіці є ряд розробок, які дозволили б організувати таке виробництво.
При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрої) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення і характер зміни навантаження, вимоги до довговічності, надійність, ККД, маса і габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати .
З усіх видів передачі зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість і втрати на тертя. Коефіцієнт втрати однієї зубчастої пари при ретельному виконанні та належної мастилі не перевищує звичайно 0,01. зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами володіють більшою надійністю в роботі, постійністю передавального відносини через відсутність прослизання, можливістю застосування в широкому діапазоні швидкостей і передавальних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширення зубчастих передач, вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (у приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат. Передані моменти досягають 5 * 10 6 Н * м. Діаметри коліс, наприклад, у передачах на гребний гвинт суднових установок, доходять до 6 м.
До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення і шум при роботі зі значними швидкостями.
Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, в тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати використовуючи аналоги. Для курсового проекту кращі об'єкти, які не тільки добре поширені й мають велике практичне значення, але і не піддані в доступному для огляду майбутньому морального старіння.
Існують різні типи механічних передач: циліндричні і конічні, з прямими зубами і косозубиє, гіпоїдні, черв'ячні, глобоідние, одно-і багато потокові і т.д. Це породжує питання про вибір найбільш раціонального варіанту передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи та вібронавантаженість, технічні вимоги, бажане кількість виробів.
При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристик матеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: у редукторах загального призначення - 85%, в дорожніх машинах - 75%, в автомобілях - 10% і т.д.
Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Велика частина вироблюваної в даний час енергії припадає на механічні передачі, тому їх ККД до певної міри визначає експлуатаційні витрати.
Найбільш повно вимоги зниження маси та габаритних розмірів задовольняє привід з використанням електродвигуна і редуктора з зовнішнім зачепленням.
1 Технічні дані
Спроектувати привід ланцюгового конвеєра.
Розробити:
1 Загальний вигляд
2 Редуктор
3 Приводний вал із зірочками і підшипниками
4 Плиту і раму
5 Робочі креслення деталей
1.1 Схема приводу
А
електродвигун
муфта пружна
редуктор
циліндрична відкрита зубчаста передача
приводний вал із зірочками
1.2 Вихідні дані
Тягове посилення ланцюга F = 80 до H
Швидкість руху стрічки V = 0.3 м / c
Кількість зубів зірочки Z = 11
Крок ланцюга P = 250 мм
Термін служби редуктора 5 років
6. Робота дво змінна
2 Кінематичний та енергетичний розрахунок механічного приводу
2.1 Загальний ККД приводу
, Де:
-ККД черв'ячної передачі (таб. 2.1. [1])
-ККД циліндричної передачі
-ККД пружної муфти
-ККД підшипників кочення
2.2 Потужність споживана робочим органом
2.3 Необхідна потужність електродвигуна
2.4 Частота обертання робочого органу
Бажана частота обертання вала електродвигуна
де: -Орієнтоване передавальне число привода
де,
- Передавальне число черв'ячної передачі
- Передавальне число циліндричної передачі
2.5 Підбір електродвигуна
За ГОСТ 19523-81 вибираємо електродвигун типу ІА 1325ВУЗ, у якого
2.6 Передаточне число привода
Так само
Повинна виконуватися перевірка
110,007 110
2.7 Частоти обертання валів
У результаті виконується перевірка
2.8 Кутові швидкості валів
2.9 Потужності передаються валами приводу
2.10 Крутні моменти на валах приводу
N валу частота обертання кутова швидкість потужність крутний момент
n,
Р, кВтТ, Нм
1 720 75,36 4 53
2 26,182 2,74 3,2 1167,9
36,545 0,685 3,1044531,39
3 Розрахунок редуктора
3.1 Вибір матеріалу
У першому наближенні оцінюємо швидкість ковзання
За рекомендацією § 9,7 і таблиць 9 і [2] призначаємо матеріал колеса БРА Ж9-4. У даного матеріалу σ = 200МПа; σ
= 400МПа. Матеріал черв'яка сталь 40Х, гарт до 54 HRC, витки після термообробки треба шліфувати і полірувати. У цьому [σ
] = 300-25
= 214,69 МПа. За рекомендацією § 9.1 [2] призначаємо q '= 16 так само приймаємо z 1 = 2, тоді z 2 = z 1 U = 55> 28. У рекомендованих межах.
3.2 Визначаємо міжосьова відстань
Визначаємо модуль пружності
де, - Модулі пружності матеріалів черв'яка колеса.
,
тоді міжосьова відстань
Міжосьова відстань округляємо по ряду 40 і приймаємо
За формулою 9.3 [2] визначаємо модуль
Округлюємо до стандартного найближчого значення m = 5. Далі знаходимо необхідний коефіцієнт зміщення
3.3 Перевірка швидкості ковзання
де
- Кут підйому гвинтової лінії, його можна знайти з виразу [2]
за формулою 9.8 [2]
Було прийнято 3,4 м / c-матеріал БРАЖ9-4 зберігаємо. Зберігаємо і [σ ].
3.4 Перевірка міцності по контактним напруженням
Міцність перевіряємо за формулою 9.16 [2]
Де α = 20; де
- Коефіцієнт динамічного навантаження.
- Коефіцієнт концентрації навантаження.
-Коефіцієнт враховує зменшення довжини контактної лінії.
-Торцевий коефіцієнт перекриття в середній площині черв'ячного колеса.
, Тоді:
Міцність дотримується
3.5 Перевірка міцності на вигин
Використовуємо формулу 9.21
Ширину черв'ячного колеса визначаємо з виразу b = 0.75 d. Для визначення діаметра окружності вершин визначимо
За формулою § 9.7 і таб. 9.4 [2] визначаємо допустимі напруження згину.
Знаючи всі складові, перевіряємо міцність на вигин.
Раніше було прийнято . Таким чином запаси міцності достатньо великі.
3.6 Визначення основних розмірів
діаметр окружності западин черв'яка.
За таб. 9.1 [2] ширина черв'яка:
Враховуючи примітка таб. 9.1 [2] приймаємо
Визначаємо розміри колеса.
4 Розрахунок валів
4.1 Проектний розрахунок валів
Визначаємо відстань між опорами.
довжина маточини черв'ячного колеса
Х = 10 мм - зазор між зубчастими колесами і внутрішніми стінками корпусу редуктора.
W = 100 мм - ширина стінки корпусу в місці установки підшипників. Визначаємо виходячи з переданого моменту Т2 = 1167,9 Нм. Визначаємо діаметр вала під шестірнею.
Приймаємо діаметр валу під підшипниками
4.2 Перевірочний розрахунок тихохідного валу
Визначаємо сили в зачепленні.
Визначимо реакції в епюра і будуємо епюри згинальних моментів, а також епюри крутних моментів.
Розглянемо реакції від сил , Що діють у вертикальній площині.
Сума проекцій
Сума моментів
Висловлюємо В1
В1 = Fr / 2 - Fad / 2 l = 11646.06/2-13250.073/2 × 0.2 = 5581.22 H
Реакція від сил Ft і F м діючих в горизонтальній площині
A 2 + B 2 + F м-Ft = 0
Сума моментів
4.3 Розрахунок вала на втомну міцність
Перетин I - I під шестернею і перетин II - II поруч з підшипником. Для I - I перетину згинальний момент:
За таб. 15.1 [2], для шпоночно паза - Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні.
За графіком мал. 15.5 [2] визначаємо масштабний фактор До d = 0,62
За графіком мал. 15.5 [2] для шліфованого валу ефективний коефіцієнт концентрації напруги .
За формулами 15.4 [2] з урахуванням 15.5 приймаємо за формулою 15.6 ,
-Коефіцієнти, що коректують вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми.
де амплітуди постійних складових циклів напруг.
Запас опорів утоми тільки по вигину.
Запас опорів утоми тільки за крученню.
Визначимо запас опору втоми.
Визначаємо запас опору втоми II - II перерізу, для цього визначимо згинальний момент.
Напруга вигину.
Напруга крутіння.
Приймаються радіус галтелі r = 2 мм
Визначимо запас опору втоми, але спочатку знайдемо
r / d = 0,002 / 0.07 = 0.3
- Коефіцієнти концентрації напруги при згині і крученні.
Більше напружене I - I розтин.
4.4 Розрахунок вала на статичну міцність
Перевіряємо статичну міцність при навантаженнях - формула 15.8 [2]. При
перевантаженнях напруги подвоюються і для I - I перерізу
Визначимо напруга, що допускається.
Тоді еквівалентні напруги.
Умова міцності виконується.
4.5 Перевірка жорсткості вала
Прогин у верхній площині від сили Fr
Від моменту Ма прогин дорівнює нулю. Прогин в горизонтальній площині від сили Fr і F м
Сумарний прогин дорівнює
Допустимий прогин дорівнює
Умова міцності і жорсткості виконується.
5 Вибір підшипників кочення
Частота обертання валу на місці встановлення підшипників
допускається дворазові перевантаження, температура підшипника t <100 C.
Реакції опор:
Враховуючи порівняно невелику силу Fa, попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники вузької середньої серії, умовне позначення 314
5.1 Перевірочний розрахунок підшипників кочення лівої опори
-Еквівалентна навантаження
де: Fa / C 0 = 0,021 => l = 0,21
Виходячи з умови Fa / VFr = 0,067 <l = 0,21
Вибираємо Х = 1; Y = 1 - коефіцієнт радіальної і осьової навантажень.
- Коефіцієнт безпеки,
- Температурний коефіцієнт.
Знайдемо динамічну вантажопідйомність, якщо а1 = 1 - коефіцієнт враховує ймовірність безвідмовної роботи а2 = 1 ір = 3
Паспортне значення С перевищує потрібне. Доцільно заміна підшипника на легку серію, умовне позначення 214 у якого С = 618000 Н. Перевіряємо розрахунок Fa / C 0 = 0,035; l = 0,23. Оскільки Fa / VFr по раніше менше l, подальший розрахунок зберігається.
5.2 Перевірка підшипників кочення за статичною вантажопідйомності
За формулою 16.33 [2] Х0 = 0,6; Y 0 = 0,5 - коефіцієнти радіальної і осьової статичних навантажень. Врахуємо також дворазову навантаження
Р0 = 2 (Х0 Fr + Y 0 Fa) = 2 (0,6 19933,894 +0,5 1325) = 25245,67 Н <C 0 = 37500 H
Умова дотримується.
6 Розрахунок відкритої зубчастої передачі
6.1 Підбір матеріалу коліс
Ст.5, твердість 170НВ, , Термообробка - нормалізація.
Контактні
Згинні
Допустимі напруги згибу
де: YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження
YN - коефіцієнт довговічності
6.2 Розрахунок модуля
- Коефіцієнт враховує форму зуба. Розрахунок роблять для елемента пари "шестерня-колесо", у якого менша величина
- Коефіцієнт ширини шестірні щодо її діаметра
- Коефіцієнт, що враховує нерівність розподілу навантаження по ширині вінця
- Коефіцієнт зовнішньої діаметріческой навантаження.
Приймаються відповідно до ГОСТу.
6.3 Вибір основних параметрів передачі
Визначимо діаметри зубчастих коліс:
ділильні
вершин зубів
Міжосьова відстань
Ширини вінців зубчасто колеса ; Шестерні
6.4 Перевірка розрахункових напружень згину
- Окружна сила у зачепленні
- Окружна швидкість коліс
Питома окружна діаметріческая сила
- Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю на динамічне навантаження.
- Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів шестірні й колеса.
- Питома розрахункова окружна сила.
- Коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні.
- Питома розрахункова окружна сила при вигині зуба.
Розрахункові напруги вигину зуба.
7 Розрахунок шпонкових з'єднань
Розраховуємо шпонку, що знаходиться на вихідному конусі тихохідного валу.
тоді зробимо розрахунок шпоночно з'єднання на зминання.
8 Вибір муфт
Муфти вибираємо виходячи з значень допускаються крутних моментів. Для з'єднання редуктора з валом електродвигуна приймаємо муфту типу МУВП ГОСТ 20884-93 з обертовим моментом 0,55 . Так як в цьому випадки електродвигун є фланцевим, то муфта вибирається одна.
9 Мастило редуктора
Мастило здійснюється зануренням зубів черв'ячного колеса в масляній ванну. Оптимальний рівень масла становить 4 m (модуля) від початку черв'яка. Для змащення черв'ячної передачі приймається масло підвищеної в'язкості. В'язкість масла рекомендується вибирати залежно від швидкості ковзання. Приймаються індустріальне масло ІОН ГОСТ 10799-75. Мастило підшипників кочення здійснюється із загальних маслених ванн відповідно.
Висновок
При виконанні курсового проекту з "Деталей машин" були закріплені знання, отримані за минулий період навчання у таких дисциплінах як: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство.
Метою даного проекту є проектування приводу ланцюгового конвеєра, який складається як з простих стандартних деталей, так і з деталей, форма і розміри яких визначаються на основі конструкторських, технологічних, економічних та інших нормативів.
У ході вирішення поставленої переді мною завданням, була освоєна методика вибору елементів приводу, отримані навички проектування, що дозволяють забезпечити необхідний технічний рівень, надійність і довгий термін служби механізму.
Досвід і навички, отримані в ході виконання курсового проекту, будуть затребувані при виконанні, як курсових проектів, так і дипломного проекту.
Можна відзначити, що спроектований редуктор має гарні властивостями за всіма показниками. Це видно з наступного:
Для виготовлення черв'ячного колеса призначаємо матеріал БРАЖ9-4. У якої . Для виготовлення черв'яка використовуємо сталь 40Х, гарт 54 HRC, витки потрібно шліфувати і полірувати. Дані матеріали мають задовільними властивостями.
За результатами розрахунку на контактну витривалість діючі напруження в зачепленні менше допустимих напружень.
За результатами розрахунку по напруженням вигину діючі напруги вигину менше допустимих напружень. Допускається перевантаження.
Розрахунок вала показав, що запас міцності більше допустимого.
Необхідна динамічна вантажопідйомність підшипників кочення менше паспортної.
При розрахунку був обраний електродвигун моделі 4А132 S 1343, який задовольняє вимоги.
Список використаних джерел
Глаголєв В.Б. "Деталі машин. Проектування механізмів і машин ". Методичні вказівки з виконання розрахунково-графічної роботи № 2 для студентів - Могилів: МГТУ. 2001-25с
Іванов М.І. "Деталі машин". Підручник для студентів вузів / під редакцією В.А. Філогенова. в-е вид. перераб - М: Вища школа 1998-383с.
Деталі машин проектування: Учеб. посіб / Л.В. Курмаз, О.Т. Скобейда - Мн: УП "Технопрінт" ,2001-290с.