Детали машин

Вступ

 

Технічний рівень всіх галузей  промисловості в значній мірі визначається рівнем машинобудування. На основі розвитку машинобудування  відбувається компенсація механізації  та автоматизації виконавчих процесів промисловості.

Створення нових машин, які відповідали б сучасним вимогам, пов’язане з потребою підготовки висококваліфікованих інженерних кадрів машинобудівного профілю, здатних розв’язувати питання розрахунків, конструювання, виробництва та така підготовка ведеться на базі викладання студентам фундаментальних загальноосвітніх, загально інженерних і спеціальних дисциплін. експлуатації машин високого технічного рівня. Виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин" закінчує загально технічний рівень підготовки студентів. Це перша самостійна творча інженерна робота, при виконанні якої використовуються знання з різних дисциплін.

Об'єктом курсового  проекту є проектування приводу  до стрічкового конвеєра для подачі деталей на зборку. При виконанні  курсового проекту поступово  проходимо етапи розрахунків від вибору електричного двигуна з потрібною потужністю, до робочих креслень редуктора. При виконання проекту користуємося ГОСТами та каталогами по розрахунку та проектуванню деталей  та вузлів машин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Опис конструкції приводу

 

 

 

 

 

Привід складається з електродвигуна 1, , редуктора 8, пружної втулочно-пальцевої муфти 2.

При вмиканні двигуна 1, оберти від нього передаються на вал черв’яка редуктора через муфту2. Черв’ячний вал передає обертання через черв’як 3 на проміжний вал 5, з якого, в свою чергу, обертання передається на тихохідний вал 6 через циліндричну передачу 4,7. З тихохідного вала обертальний момент передається на вихідний вал редуктора.

Конструкція приводу  повинна бути надійна в роботі, зручна для обслуговування і експлуатації, мати мінімальну кількість незапланованих зупинок за час експлуатації, піддаватися ремонту.

 

 

3. Вибір електродвигуна. Кінематичний та силовий розрахунок.

 

3.1 Розрахункова потужність  двигуна:

де      

η_А – ККД муфти,      η_А=0,99;

η_{І п.п.} – ККД першої пари підшипників,  η_{І п.п}=0,99;

η_{І з.п.} – ККД червячного зачеплення,   η_{І з.п}=0,9;

η_{ІІ з.п.} – ККД другого зубчастого зачеплення, η_{ІІ з.п.}=0,98;

η_{ІІ п.п} – ККД другої пари підшипників,  η_{ІІ п.п}=0,99;

η_{ІІІ п.п.} – ККД третьої пари підшипників,  η_{ІІІ п.п.}=0,99;

  

По розрахунковій потужності вибираємо  електродвигун [2,с.26]. Вибираємо двигун марки 4А132М4УЗ ГОСТ 19523-81 з наступними технічними даними:

синхронна частота обертання:   n_c=1500 об/хв.;

потужність двигуна:                   Р=11 кВт;

 магнітне ковзання:                      S=2,8%;

                                                      

Асинхронна частота:

об/хв.

3.3 Розбивка загального передаточного відношення приводу на передаточні відношення окремих ступенів:

Визначимо передаточне відношення приводу

Визначимо передаточне відношення черв’ячної передачі:

приймаємо

Передаточне відношення тихохідного ступеня приймаємо U_т = 6,3 [1, с. 72]

     Визначимо фактичні значення передаточного відношення приводу

передаточне відношення редуктора

U_ред = · = 20 · 6,3 = 126

3.5 Частота обертання черв’яка:

 Частота обертання  проміжного валу:

n_п = об/хв.

Частота обертання тихохідного  валу:

n_т = об/хв.

Визначення обертальних моментів на валах:

На валу двигуна:

Т_дв = 9550 Н·м

На швидкохідному валу редуктора:

 На проміжному валу редуктора:

 На тихохідному валу редуктора:

 

 

  4. Розрахунок деталей редуктора на міцність

 

 4.1 Розрахунок черв’ячної зубчастої передачі редуктора

Визначаємо міжосьову  відстань

Т′_Р – розрахунковий момент

Т′_Р = Т_max · К_нд · К_н

де К_нд – коефіцієнт довговічності по контактним напруженням

К_НЕ – коефіцієнт еквівалентності

 Машинний час роботи  приводу:

 Наробка:

База контактних напружень [1, с. 82. рис.4,6] для сталі 40Х при 46 HRCэ

Тоді для черв’яка швидкохідного валу:

Коефіцієнт довговічності:

K_FE=0,84 – коефіцієнт еквівалентності по прогину [1, c.77. таб. 4.1]

Попереднє значення швидкості ковзання:

-

Приймаємо черв’як зі сталі 18ХГТ з цементацією та закалкою до твердості HRC 56 – 63.

Допустиме напруження [1, с.214. таб. 7.3]

По рисунку [1, c. 214, рис.7.1] для , С_V =0,85

Міжосьова відстань

Приймаємо з стандартного ряду значення а=224 мм [1,с. 51]

К¢=1 [1,с.216]

Число зубців колеса:

Визначаємо модуль:

Приймаємо стандартний  модуль m=8

Визначаємо коефіцієнт діаметра черв’яка:

Визначаємо коефіцієнт зміщення:

Коефіцієнт зміщення:

Приймаємо z₂=40, q=16

Визначаємо  кут підйому витка на початковому  діаметрі, який при х=0 співпадає  з ділильним:

Довжини черв’яка:

Приймаємо b₁=140

Ширина вінця черв’ячного колеса:

 b¢₂ = 0,355×а=0,355×224=79,52

Приймаємо з стандартного ряду значення b₂ = 80 мм [1,с. 51]

Перевіряємо фактичне контактне напруження:

Ділильний діаметр : d₂=m×z₂=8×40=320

Початковий діаметр черв’яка при  х=0:

Фактична швидкість  ковзання:

Визначаємо коефіцієнт концентрації:

Швидкість колеса :

Коефіцієнт динамічності по [1, таб. 4.11] К_u=1,01

Розрахунковий момент:

Уточнюємо допустиме напруження:

Граничне контактне напруження:

Напруження згину [1, c.214, таб.7.3]:

Еквівалентне число  зубців:

Напруження згину в зубах  колеса:

Коефіцієнт форми зуба Y_F=1,48 [1, c. 219]

Колова сила на колесі:

 

Геометричний розрахунок черв’ячної передачі

Визначаємо діаметр вершини  витків:

Діаметр впадин витків:

Діаметр вершини зубів черв’ячного  колеса:

Найбільший діаметр колеса:

Діаметр впадин:

Радіус закруглення  колеса:

Колова сила на червяці:

Радіальна сила:

 

4.2 Розрахунок тихохідної зубчастої передачі редуктора

  Визначаємо міжосьову відстань

 U_Т =6,3

К=315 для прямозубих передач;

y_а =0,315 [1, с.53];

Наробка колеса проміжного валу:

База контактних напружень [1, с. 82. рис.4,6] для сталі 40Х при 46 HRCэ

Визначаємо коефіцієнт навантаження:

Попередні значення колової  швидкості:

де С_V = 17,5   при ТВЧ₁ + ТВЧ₂   [1, с. 95, табл. 4.9]

 [1,с.92]

Коефіцієнт розподілення навантаження:

При  для шостої схеми передачі по [1, с. 93,табл. 4.7] приймаємо    

Знаходимо коефіцієнт К_НV при 8 степені точності та V=0,36 м/с

    [1, с. 96, табл. 4.11]

Розрахунковий момент:

Допустимі контактні  напруження: [1, с.90, табл. 4.6]

Приймаємо з стандартного ряду значення а=315 мм [1, с.51];

Визначаємо фактичну швидкість

 

Фактичні контактні  напруження:

b₂ = 

Приймаємо з стандартного ряду значення b₂ = 100 мм [1,с. 51]

Максимальне контактне  напруження

 

 Розрахунок  зубців на згин

 

Колова сила в зачеплені:

Модуль зубчастої передачі

- тихохідна ступінь

Приймаємо ГОСТ 9563-60

де k = 5,0 для прямозубої передачі.

K_Fд – коефіцієнт довговічності по згину.

 

Де m = 9 при закалці [1, с.82],

Коефіцієнт еквівалентності по згину 

 циклів-база згинальних напружень

База контактних напружень:

-

Коефіцієнт навантаження по згину:

де k_Fa - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу згинальних навантажень між зубцями. k_Fa = 1 [1, с.92]

k_Fb- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажень по довжині зуба

 

К_FV – коефіцієнт, що враховує динамічний характер роботи приводу К_FV  =1,03

Знаходимо коефіцієнт навантаження по згину

Допустимі напруження згину:

 - границя витривалості по згину [1, с.90, табл.4.6]

Визначимо ширину шестерні:

Приймаємо із стандартного ряду b₁=112 мм [1, с. 51]

Визначаємо сумарну  кількість зубів:

Приймаємо Z = 78зубів

 

5.2.3 Кількість зубців шестерні:

Приймаємо Z = 10

Кількість зубців колеса:

z₂ = z_S - z₁ = 78 – 10 = 68 зубів

 Фактичне передаточне  число:

-

Розходження:

 

 Фактичні згинні напруження в зубцях шестерні:

де  - коефіцієнт форми зуба [1, с. 101, табл.4.13]

коефіцієнт нахилу зуба

Напруження згину у  зубцях колеса:

де - коефіцієнт форми зуба [1, с. 101,табл.4.13]

 

Геометричний  розрахунок зубчатих передач

 

Ділильний діаметр колеса:

Діаметри вершин зубців

для шестерні:

для колеса:

Діаметри западин

для шестерні:

для колеса:

Сили в зачеплені  циліндричних передач

 

Радіальна сила

Нормальна сила

 

5. Орієнтовний розрахунок валів на кручення

 

Обчислюємо діаметри валів за формулою:

 

Діаметр швидкохідного вала під муфту:

Приймаємо =15…20  МПа.

По стандартному ряду діаметрів [1, c. 296] приймаємо

Діаметр проміжного вала під підшипником:

Приймаємо d_п = 70 мм.

Діаметр тихохідного  вала під муфтою:

По стандартному ряду діаметрів [1, c. 296] приймаємо

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Вибір муфти

 

 Для з’єднання швидкохідного валу редуктора з валом червяка необхідно застосовувати пружну втулочно-пальцеву муфту, яка частково гасить ударні навантаження і допускає деяке осьове зміщення.

Виходячи з цих умов приймаємо для швидкохідного валу пружну втулочно-пальцеву муфту за ГОСТ 21424-75

   

                       

 

Оскільки розрахунковий  обертальний момент

Т_р = К∙Т_т = 1,5·69,86=104,79Н ·м,

то згідно з цим  моментом  вибираємо параметри  муфти:

[T], Н·м	d	D	L	l
250	40	140	225	110