Введення
Основна мета курсового проекту з деталей машин - придбання студентами навичок проектування. Працюючи над проектом, студент виконує розрахунки, навчається раціонального вибору матеріалів і форм деталей, прагнучи забезпечити їх високу економічність і довговічність.
Проект складається з пояснювальної записки, специфікації та графічної частини.
Тематика курсового проектування обмежена різними типами механічних приводів. Привід - пристрій для приведення в дію двигуном різних робочих машин. Енергія, необхідна для приведення в дію машини або механізму, може бути передана від валу двигуна безпосередньо або за допомогою додаткових пристроїв.
Передача енергії безпосередньо від двигуна можлива у випадках, коли частота обертання валу машини співпадає з частотою обертання двигуна. В інших випадках застосовують механічні передачі (зубчасті, черв'ячні, ланцюгові, пасові і ін.) У завдання по можливості включаються об'єкти, що вивчаються в курсі деталей машин: передачі, муфти, підшипники, з'єднання та ін Найбільш придатними є приводні пристрої верстатів, транспортних, транспортуючих, будівельно-дорожніх та інших машин. Проста конструкція приводу дозволяє ретельно опрацьовувати його елементи.
Вибір електродвигуна і енергокінематіческій розрахунок
Приймаються ККД: - Відкритою ланцюгової передачі;
- Закритої зубчастої передачі;
- Відкритої зубчастої передачі;
- Пари підшипників кочення;
- Муфти.
Загальний ККД приводу .
Потужність на виході Вт
Потужність на вході ,
Вт
Вибираємо двигун 4АН160М4У3 з частотою обертання хв -1, і потужністю
Вт Так як перевантаження менше 5%, то двигун обраний вірно.
Знаходимо число зубів невідомою шестерні через загальне передавальне число: ,
.
Отже, отримуємо:
;
;
;
;
;
.
Передавальні числа:
,
,
.
;
;
;
Вихідна циклічна частота обертання рад / с.
Вихідна частота обертання ,
хв -1.
Загальне передавальне число ,
.
Перераховуємо ,
хв -1,
,
рад / с.
Розраховуючи потужності на валах:
,
Вт;
,
Вт;
,
Вт;
,
Вт;
,
Вт
Розраховуємо циклічні частоти обертання валів:
,
рад / с;
,
рад / с;
,
рад / с;
,
рад / с;
,
рад / с.
Визначаємо передаються крутні моменти:
,
Н * м;
,
Н * м;
,
Н * м;
,
Н * м;
,
Н * м.
Розрахунок ланцюгової передачі
Вихідні дані:
потужність на валу ведучої зірочки Вт;
предаточное число передачі ;
частота обертання ведучої зірочки хв -1.
По таблиці число зубів меншою зірочки , Тоді
,
.
Приймаються ,
,
,
,
,
.
Коефіцієнт, що враховує умови експлуатації:
,
.
Орієнтовна допускається середній тиск в шарнірах ,
МПа.
Орієнтовне значення кроку ланцюга (число рядів м = 1) ,
мм.
Так як середнє значення ро прийнято при коефіцієнті ке = 1, обчислена величина кроку є орієнтовною. Для визначення оптимального кроку задамося двома смежнвмі кроками ланцюга ПР за ГОСТ 13568-75 і розрахуємо обидва варіанти.
Кроки ланцюга мм,
мм.
Руйнівне навантаження Н,
Н.
Діаметр валика мм,
мм.
Маса 1 м ланцюга кг,
кг.
Проекція опорної поверхні шарніра мм 2,
мм 2.
Ширина внутрішнього ланки ,
мм,
,
мм.
Середня швидкість ланцюга ,
м / с,
,
м / с.
Міжосьова відстань мм,
мм.
Кількість ланок ланцюга ,
,
,
.
Допустима частота обертання меншою зірочки хв-1,
хв-1. Умова nmax <= [n] max виконується.
Число ударів ланцюга ,
,
,
. Умова v <= [v] виконується.
Окружна сила ,
Н,
,
Н.
Тиск у шарнірах ланцюга ,
МПа,
,
МПа.
Номінальні значення МПа,
МПа.
Ланцюг 2 не підходить, тому що р> [p]. Подальші розрахунки ведемо для ланцюга 1.
Натяг ланцюга від відцентрових сил ,
Н.
Натяг від провисання ланцюга при ,
Н.
Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності ,
.
, Де 9.3 - номінальне значення. Умова виконується.
Приймаються роликову однорядну ланцюг ПР-63 ,5-35 380 за ГОСТ 13568-75.
Розрахунок зубчастої передачі редуктора
Визначення числа циклів премії напруг.
Термін служби передачі ч.
Еквівалентне число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну міцність активних поверхонь зубів ,
циклів.
Еквівалентне число циклів зміни напруг при розрахунку зубів на витривалість при згині ,
циклів.
Визначення допустимих напружень
Зубчасті колеса виготовлені із сталі 20Х.
Механічні характеристики серцевини МПа,
МПа.
Твердість зубів колеса , Шестерні -
.
Контактні: ,
МПа,
,
МПа.
Базове число циклів циклів, коефіцієнт безпеки
.
Так як Nne <Nho, то коефіцієнт довговічності ,
.
За розрахункове приймаємо напруга, що допускається колеса ,
МПа.
Згинні:
Приймаються межа згинальної міцності МПа,
МПа,
,
,
.
Допустимі напруги: для колеса ,
МПа, для шестерні
,
МПа.
Для перевірки міцності при перевантаженнях - граничні контактні напруги для колеса: ,
МПа, для шестерні
,
МПа.
Граничне напруги згибу ,
МПа.
Визначення розмірів передач і коліс.
Приймаються ,
,
.
Орієнтовна Ділильний міжосьова відстань ,
мм.
Коефіцієнт ,
.
Визначаємо модуль ,
.
За СТ РЕВ 310-76 приймаємо .
Уточнюємо міжосьова відстань ,
мм.
Ділильні діаметри:
,
мм;
,
мм.
Діаметри вершин:
,
мм;
,
мм.
Діаметри западин:
,
мм;
,
мм.
Ширина вінців коліс:
,
мм
Перевірка на витривалість по контактним напруженням.
Частота обертання 4-го валу ,
хв -1.
Окружна швидкість ,
м / с.
Приймаються 9-ту ступінь точності.
Визначаємо діаметри основних кіл коліс при :
,
мм.
,
мм.
Визначаємо кути профілів зубів в точці на колі вершин ,
;
,
.
Коефіцієнт торцевого перекриття .
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній ,
.
Питома окружна динамічна сила при і
:
,
Н / мм.
Коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, що виникає в зачепленні при і
:
,
.
Питома розрахункова окружна сила ,
Н / мм.
Розрахункові контактні напруги при і
,
МПа.
s h <s hp (s hp = 755.5) отже, умова контактної міцності виконується.
Перевірка зубів на витривалість по напруженням від вигину.
Коефіцієнт ширини колеса по модулю ,
.
Коефіцієнт враховує форму зуба ,
.
Визначаємо відношення для шестірні і для колеса
.
Таким чином, розрахунок слід вести по шестірні.
Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця приймаємо До f b = 1.04.
Коефіцієнт середнього зміни сумарної довжини контактних ліній ,
.
Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів ,
.
Питома окружна динамічна сила при :
,
Н / мм.
Для прямозубих коліс .
Коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження ,
.
Питома розрахункова окружна сила ,
Н / мм.
Напруження від згину для менш міцного зубчастого колеса при :
,
МПа.
Гранична згинальна міцність МПа. Згинальна міцність зубів забезпечена.
Розрахунок відкритих зубчастих передач
Перша пара зубчастих коліс.
Приймаються ,
,
.
Орієнтовна Ділильний міжосьова відстань ,
мм.
Визначаємо модуль ,
.
За СТ РЕВ 310-76 приймаємо .
Уточнюємо міжосьова відстань ,
мм.
Ділильні діаметри:
,
мм;
,
мм.
Ширина вінця:
,
мм.
Діаметри основних кіл:
,
мм;
,
мм.
Друга пара зубчастих коліс.
Приймаються ,
,
.
Орієнтовна Ділильний міжосьова відстань ,
мм.
Визначаємо модуль мм.
За СТ РЕВ 310-76 приймаємо .
Уточнюємо міжосьова відстань ,
мм.
Ділильні діаметри:
,
мм;
,
мм.
Ширина вінця:
,
мм.
Діаметри основних кіл коліс:
,
мм;
,
мм.
Розрахунок валів
Вибір матеріалу валів.
Для правильного вибору матеріалів валів і термообробки їх необхідно знати тип підшипників, в яких обертається вал, характер посадок деталей на валу (рухливі або з натягом), характер чинної навантаження.
Перший вал швидкохідний, обертається в підшипниках кочення. На шпонках насаджено зубчасте колесо Z 1. На валу ведений шків пасової передачі. Тертьових поверхонь на валу немає. Для забезпечення достатньої зносостійкості поверхонь цього валу вибираємо леговану сталь 40 X. Для умов великосерійного виробництва прийнятним видом термообробки поверхонь є гартування з нагріванням ТВЧ до твердості HRC 50 ... 54. Механічні характеристики: d У = 730 МПа, d Т = 500 МПа, t Т = 280 МПа, d -1 = 320 МПа, t-1 = 200 МПа, Y В = 0.1, Y t = 0.05.
На другому, третьому і четвертому валах, що обертаються в підшипниках кочення, на шпонках насаджені зубчасті колеса Z 2, Z 3, Z 4, Z 5 і дві зірочки. Тертьових поверхонь на валу немає. Найбільш підходящим матеріалом є сталь 45. Термообробка - поліпшення, твердість не менш HB 200. Механічні характеристики: d У = 560 МПа, d Т = 280 МПа, t Т = 180 МПа, d -1 = 250 МПа, t-1 = 150 МПа, Y В = 0, Y t = 0.
П'ятий вал обертається в підшипниках кочення. На шпонках насаджено зубчасте колесо Z 6. На валу розташовано пружна втулочно-пальцева муфта. Матеріал і термообробку приймаємо тими ж, що і для першого валу.
Орієнтовний розрахунок діаметрів валів.
Діаметр 5-го валу ,
мм.
Діаметр 4-го валу ,
мм.
Діаметр третього валу ,
мм.
Діаметр 2-го валу ,
мм.
Діаметр 1-го валу ,
мм.
Розрахунок тихохідного вала редуктора.
Окружна сила на зубчастому колесі:
,
Н.
Радіальна сила ( ,
)
,
Н.
Сила дії муфти:
Fm = 0.3 * Ft, Fm = 669.3 H.
Для вертикальної площини.
S M (A) = 0: Fr * 140-Bb * 280 = 0;
Bb = Fr * 140/280 = 406.25 H.
S M (B) = 0: Ab * 280-Fr * 140 = 0;
Ab = Fr * 140/280 = 406.25 H.
Для горизонтальній площині.
S M (A) = 0: Ft * 140-B г * 280-Fm * 520 = 0;
B г = (Ft * 140-Fm * 520) / 280 =- 127-5 H.
S M (B) = 0: A г * 280-Ft * 140-Fm * 240 = 0;
A г = (Ft * 140 + Fm * 240) / 280 = 1689.9 H.
Вертикальна площина.
Для I-го ділянки:
M (x) = Ab * x;
M (0) = 0 H * м;
M (140) = Ab * 140 = 56.88 H * м.
Для II-го уч a стка:
M (x) = Ab * (140 + x)-Fr * x;
M (0) = Ab * 140 = 56.88 H * м;
М (140) = Ab * 280-Fr * 140 = 0 H * м.
Горизонтальна площина.
Для I-го ділянки:
M (x) = A г * x;
M (0) = 0 Н * м;
M (140) = A г * 140 = 236.59 Н * м.
Для II-го ділянки:
M (x) = A г * (140 + x)-Ft * x;
M (0) = A г * 140 = 236.59 Н * м;
M (140) = A г * 280-Ft * 140 = 160.69 Н * м.
Для III-го ділянки:
M (x) = A г * (280 + x)-Ft (140 + x) + B г * x;
M (0) = A г * 280-Ft * 140 = 160.69 H * м;
M (240) = A г * 520 - Ft * 380 + B г * 240 =- 12 Н * м.
Значення сумарного згинального моменту ,
Н * м.
Еквівалентний момент ,
Н * м.
Діаметр вала в розраховуємо перерізі ,
мм.
Навантаження в опорі А ,
Н. Навантаження в опорі У
,
Н.
Попередня динамічна еквівалентна навантаження при ,
,
,
:
,
Н.
Потрібна орієнтовна динамічна вантажопідйомність при ,
:
,
Н.
Вибираємо підшипник середньої серії з умовним номером 320 і вантажопідйомністю 136 кН: мм,
мм,
мм,
мм.
Вибираємо шпонку за СТ СЕВ 189-75:
мм,
мм,
мм,
мм.
Робоча довжина шпонки при МПа
,
мм.
Повна довжина ,
мм.
Приймаються довжину шпонки під колесо мм, під муфту l = 100 мм.
Остаточний розрахунок валів.
За аналогією з попереднім розраховуємо залишилися вали.
4-й вал:
діаметр валу 75 мм;
вибираємо підшипник середньої серії з умовним номером 315 і вантажопідйомністю 89 кН: d = 75 мм, D = 1 6 0 мм, B = 37 мм, r = 3.5 мм;
вибираємо шпонку за СТ СЕВ 189-75 b = 22 мм, h = 14 мм, t1 = 9 мм, t2 = 5.4 мм, під колесо l = 10 0 мм, під зірочку l = 90 мм.
Третій вал:
діаметр валу 60 мм;
вибираємо підшипник середньої серії з умовним номером 312 і вантажопідйомністю 64,1 кН: d = 6 0 мм, D = 1 3 0 мм, B = 3 січня мм, r = 3.5 мм;
вибираємо шпонку за СТ СЕВ 189-75 b = 18 мм, h = 11 мм, t1 = 7 мм, t2 = 4.4 мм, під зірочку l = 90 мм, під колесо l = 80 мм.
2-й вал:
діаметр валу 45 мм;
вибираємо підшипник середньої серії з умовним номером 3 09 і вантажопідйомністю 37.8 кН: d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, r = 2.5 мм;
вибираємо шпонку за СТ СЕВ 189-75 b = 14 мм, h = 9 мм, t1 = 5.5 мм, t2 = 3.8 мм, під менше колесо l = 63 мм, під більшу колесо l = 70 мм.
1-й вал:
діаметр валу 35 мм;
вибираємо підшипник середньої серії з умовним номером 307 і вантажопідйомністю 26,2 кН: d = 35 мм, D = 8 0 мм, B = 21 мм, r = 2 .5 мм;
вибираємо шпонку за СТ СЕВ 189-75 b = 1 0 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, під менше колесо l = 36 мм, під більшу колесо l = 50 мм.
Підбір і перевірочний розрахунок муфти.
Для приєднання четвертого валу приводу до навантаження застосуємо пружну втулочно-пальцеву муфту (МУВП), розміри якої виберемо по таблиці залежно від допустимого моменту T kp = 2000 Н * м: d 1 = 110; d 2 = 48; l = 105; l 1 = 30; l 2 = 48; B = 8; L = 218; D = 260; d = 63; D 1 = 200; B 1 = 71.
Розмір пальців і втулок для пружної втулочно-пальцевої муфти, мм: d 0 = 24; d 1 = M 16; d 2 = 13; d 3 = 32; l = 106; l 1 = 52; l 2 = 24; l 3 = 3; l 4 = 5; b = 3; b = 2; l 5 = 44; l 6 = 6; t = 11; S = 8; D = 4.5; d 4 = 32; d 5 = 32.
Радіальне навантаження на вал від муфти становить приблизно 0,2 ... 0,3 від окружного посилення по діаметру окружності розташування пальців.
Визначення розмірів корпусу редуктора
Корпус виконується з чавуну марок: СЧ 15-32 або СЧ 18-36.В корпусі розміщуються деталі передач, підшипники та мастильні пристрої. Корпус роз'ємний і складається з кришки і підстави.
Положення підстави і кришки фіксується двома штифтами. Розміри штифтів дано у СТ СЕВ 239-75 та СТ СЕВ238-75.
Для створення герметичності корпусу площині його роз'єму перед складанням покриваються спиртовим лаком або рідким склом. Застосування ущільнювальних прокладок неприпустимо.
РОЗМІРИ КОРПУСУ:
Товщина стінки корпусу і редуктора:
δ = 0.025 a +1 = 3.05мм. Вибираємо 8мм.
δ 1 = 0.02 a +1 = 2.64мм. Вибираємо 8мм.
Товщина верхнього пояса фланця корпусу.
b = 1.5δ = 12 мм.
Товщина нижнього пояса фланця кришки корпусу.
b 1 = 1.5δ 1 = 12мм.
Товщина нижнього пояса корпуса.
Без бобишки: p = 2.35δ = 18.8 мм.
При наявності бобишки: p 1 = 1.5δ = 12 мм. P 2 = 1.5δ = 12 мм.
Товщина ребер основи корпусу:
m = 0.9δ = 7.2 мм.
Товщина ребер кришки:
m 1 = 0.9δ = 7.2 мм.
Діаметр фундаментальних болтів:
d 1 = 0.9δ +12 = 14.9 мм.
Діаметр болтів:
у підшипників d 2 = 0.72d 1 = 10.7мм;
з'єднання основи корпусу з кришкою d 3 = 0.55 d 1 = 8.2мм;
крепящих оглядовий кришку d 4 = 0.35 d 1 = 5.2мм.
Відстань від зовнішньої поверхні стінки корпусу до осі болтів d 1, d 2, d 3 (C i ***):
Ширина нижнього і верхнього пояса підстави корпусу (k i ***):
Розмір q, який визначає положення болтів:
q> 0.5 d 2 + d 4 = 11.35мм.
Висота бобишки h б під болт d 2. H б вибирають конструктивно так, щоб утворилася опорна поверхня під головку болта і гайку.
Розміри елементів бобишки:
R б = 0.5 D 1 = 0.5 * 16 = 8 мм; r 1 = 0.15 R б = 0,15 * 8 = 1,2 мм.
Розміри опорної поверхні D 1 і h під головки болтів і гайки приймають за ГОСТ 12876-67.
Гніздо під підшипник:
діаметр отвору приймається по зовнішньому діаметру підшипника або склянки;
D n = 215 мм.
Гвинти кріплення кришки підшипника d 4 = 6мм. Приймають по ГОСТ 18511-73 ... ГОСТ18514-73.
Діаметри кола розташування гвинтів D в. Діаметр гнізда: D k = D 2 +2 ... 5 = 96 +4 = 100 мм, де D 2 діаметр фланця кришки.
Діаметр рим-болти.
d р вибирають за ГОСТ 4751-73 в залежності від маси редуктора.
Розміри штифта:
діаметр d м ≈ d 3 (розміри по СТ СЕВ 239-79)
довжина l м = b + b 1 +5 = 12 +12 +5 = 29мм.
Найменший зазор між зовнішньою поверхнею колеса і стінкою корпусу:
по діаметру A = 1.2δ = 1.2 · 8 = 9.6 мм.
по торцях A 1 = δ = 8 мм.
Для зменшення втрат на тертя в зачепленні, запобігання заїдання зубів, охолодження зубчастих коліс, видалення продуктів зносу і запобігання від корозії використовують мастило. Так як окружна швидкість коліс менше 15 м / с, то застосуємо картерів (зануренням) спосіб змащування. Так як не вдасться здійснити мастило зануренням коліс, застосуємо допоміжні мастильні шестерні, які виконані з неметалічних матеріалів з шириною вінця (0,4 ... 0,5) b, де b - ширина основного колеса (25,2 ... 31,5) мм. При картерной мастилі обсяг масляної ванни редуктора приймається з розрахунку 0,4 ... 0,8 л. олії на 1 кВт переданої потужності, однак при цьому товщина шару олії під зубчастим колесами повинна бути не менше двох товщин стінки корпусу. (V = 0,56 ... 1,12 л.). Рівень масла в корпусі контролюється за допомогою маслоуказателе. При роботі передач температура масла та повітря може підвищуватися і збільшуватися тиск у корпусі, що викличе просочування масла через ущільнення і стики. Для вирівнювання тиску в корпусі і в зовнішньому середовищі застосуємо віддушини. (Використовуване масло: індустріальне (ГОСТ 20799-75) І-20А з в'язкістю 17 ... 23 мм 2 / с, при t = 50 0 C).
Висновок
Основна мета курсового проекту з деталей машин виконана. Працюючи над проектом, виконали розрахунки, виконали раціональний вибір матеріалів і форм деталей, прагнучи забезпечити їх високу економічність і довговічність. Курсовий проект широко використовує ГОСТи, навчальну та довідкову літературу. Набутий досвід є основою для виконання ним курсових проектів з спеціальних дисциплін і для дипломного проектування, а також всієї подальшої конструкторської роботи.
Проект складається з пояснювальної записки, специфікації та графічної частини. Обсяг цих документів залежить від обсягу всього проекту, встановлюваного навчальними програмами для відповідних спеціальностей.
Список використаних джерел
А.В. Кузьмін, М.М. Макейчік, В.Ф. Калачов, В.Т. Радкевич, А.А. Міклашевич Курсове проектування деталей машин: Справ. Посібник. Частина 1,2.
Ануров В.М. Довідник конструктора - машинобудівника. - М.: Машинобудування, 1979.
Деталі машин. Атлас конструкцій / За ред. Д.М. Решетова. - М.: Машинобудування, 1968.
Іванов М.М., Іванов В.М. Деталі машин. - М.: Вищ. Школа, 1976.
Курсове проектування деталей машин / С.А. Чернавський, Г.М. Іцкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машинобудування, 1979.