кп. Курсовой проект по "Деталям машин" завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности,

• Название: Курсовой проект по "Деталям машин" завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности,
• Дата: 08.04.2022
• Размер: 182.4 Kb.
• Имя файла: кп.docx
• Тип: Задача; #455535
• страница: 1 из 2

ВВЕДЕНИЕ
Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача, решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых свойств, характеризующих возможность снижения затрат материалов, энергии и труда на разработку и изготовление, ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что, руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение.

Курсовой проект по “Деталям машин” завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.

При выполнении курсового проекта студент широко использует ГОСТы, учебную и справочную литературу. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части. Объём этих документов зависит от объёма всего проекта, установленного учебными программами для соответствующих специальностей.

Тематика курсового проектирования ограничивается различными типами механических приводов. В задание включаются объекты, изучаемые в курсе деталей машин: передачи, муфты, подшипники, соединения и др.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Кинематическая схема
1 - электродвигатель;

2, 4 –звездочки цепной передачи;

3 – цепь;

5 – муфта;

I - вал электродвигателя;

II, III - валы редуктора;

- зубчатые цилиндрические колеса.
- Определяем мощность электродвигателя.

кВт

где - коэффициент полезного действия редуктора.

- пара подшипников качения;

- цилиндрическая зубчатая передача;

- открытая цепная передача;

- муфта;


- Мощность на выходном валу привода:

кВт;
мин-1 - частота вращения выходного вала

- Выбор электродвигателя [1, c 280, табл.16.7.1. и 16.7.2.]
Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью несколько превышающей .

Принимаем двигатель: 4А160М6У3 ,

где - кВт

мин^-1



кгм²

- Действительное общее передаточное число привода [1, c 12]



- Производим разбивку привода [1, c 50, табл. 4.2.4.] по ГОСТ 2185-66, ГОСТ 12289-76, ГОСТ 25301-82

цилиндрическая закрытая передача – u =4,5

цепная передача – u = 3
- Погрешность в выборе передаточных чисел:



Погрешность не превышает 3%, так что возможен выбор таких передаточных чисел.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ.
-Мощности на валах привода:

Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле:
;
где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами;

- КПД подшипников;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;
- Частоты вращения валов:

Частоты вращения валов определяются по формуле:



где n_i –частота вращения расчетного вала;

n_i-1 – частота вращения предыдущего вала;

u – передаточное отношение ступени.



-Угловые скорости и вращающие моменты на валах







- Крутящие моменты на валах привода:

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:
;

где - искомый крутящий момент на валу, Нм;
- мощность на расчетном валу, H;

- частота вращения на расчетном валу, мин^-1;

Нм

Нм

Нм

Нм

№	n, мин-1	T,Hм	P,кВт
1	975	141,03	14,4
2	216,6	618,14	13,97
3	71,61	1788	13,416
4	71,61	1626	12,2

3.ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ.
- Выбор материала и термообработки зубчатых колес.
Так как в задании нет особых требований, то выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
Шестерня: сталь 45 (термообработка – улучшение)






Колесо: сталь 45 (термообработка – улучшение)






- Определение допускаемого контактного напряжения [4, c 185].
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
;
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов,
;
- коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ;

- коэффициент долговечности.


где продолжительность работы передачи (дано по условию);

с=1,2,3,… - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (с=1);

- частота вращения шестерни и колеса соответственно;
циклов для шестерни,

циклов для колеса.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:





Коэффициент долговечности, МПа:



При коэффициент долговечности принимается равным 1. Т.к. в обоих случаях у нас выполняется неравенство, то принимаем

- С учетом предыдущих расчетов получим:

Н/мм²- для шестерни

Н/мм²- для колес
Так как передача прямозубая, то расчет производим по наименьшему.
- Определение допускаемого напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
;
где - предел выносливости зубьев при изгибе,
;

- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

- Допускаемое напряжение изгиба для шестерни
;
;
- Допускаемое напряжение изгиба для колес
;
;

- Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:

• 
  контактные
  
• 
  изгибные
  
• 
  для шестерни: Н/мм²
  

Н/мм²

- для колеса: Н/мм²

Н/мм²
- Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- Межосевое расстояние:
Межосевое расстояние определяется по формуле:
;
где - коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес;

u - передаточное число цепи;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, для данной схемы ;

- крутящий момент на шестерне, Hмм;

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния , для данного расположения колес относительно опор принимаем по ГОСТ 2185-66 принимаем

где

- коэффициент внешней динамической нагрузки

- расчетные допускаемые контактные напряжения

мм.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 мм
- ширина венцов

зубчатого колеса мм

шестерни мм

- расчет зубьев передачи
Принимаем предварительно , определяем модуль зацепления

мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем

Число зубьев зубчатого колеса



принимаем
-основные размеры колес
Делительный диаметр:

мм – шестерни

мм – зубчатого колеса

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

шестерни

мм;

мм
колеса

мм;

мм.
- проверка расчетных контактных напряжений.
Окружная сила в зацеплении:



Окружная сила колес:

м/с

Принимаем 9 степень точности (пониженная точность).

Удельная окружная динамическая сила:



где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

Н/мм

Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации:

Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:



Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм

Расчетные контактные напряжения:



- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес,

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Мпа
-Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Удельная окружная динамическая сила:



где м/с² - окружная сила колес;

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;

Н/мм

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации



- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;



Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:



Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

Н/мм²

Коэффициент, учитывающий форму зуба:



Расчет производим для элемента пары “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения:



Расчетные напряжения изгиба зуба:



где - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зуба;


- Силы в зацеплении зубчатых колес.
Уточняющий крутящий момент на колесе:



Окружные силы:





Радиальные силы:





где

4. ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.
4.1.Предварительное определение диаметра валов.

Определение расчетных нагрузок и изгибающих моментов.
ВАЛ № 1.

1. 
   Вал передает момент
   

Н м

2. 
   В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:
   

Окружная Н

радиальная Н

3. 
   Неуравновешенная составляющая силы, передаваемой муфтой;
   

Н.

4. 
   Расстояние между серединами подшипников:
   

мм

где - х =12 мм и w =40 мм.

5. 
   Принимаем расстояние между муфтой и левым подшипником f =70 мм.
   
6. 
   Опорные реакции в вертикальной плоскости:
   

Н.

Н.

Проверка:

- выполняется

7. 
   Опорные реакции в горизонтальной плоскости
   

Н.

Н.

Проверка:

выполняется

8. 
   Изгибающие моменты:
   

в вертикальной плоскости

Н мм.

Н мм.

в горизонтальной плоскости

Нмм,

Нмм.

9. 
   Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное)
   

Н  мм.

10. 
    Диаметр выходного конца вала:
    

мм.

Ослабление вала шпоночной канавкой необходимо компенсировать увеличением диаметра примерно на5...10 %. Окончательно принять по ГОСТ 6636— 69 диаметр выходного конца вала d_k =45 мм. Принимаем d_п =50мм,

d_kп =48мм, d_б =55мм.

11. 
    Принимаем: материал вала — сталь 45; σ_в=610 МПа; σ_т=360 МПа; σ_-1=260 МПа; τ_-1=150 МПа;
    
12. 
    Определим момент сопротивления сечения вала.
    

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

Мпа

13. 
    Касательные напряжения для отнулевого цикла:
    



_мм³

14. 
    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
    

где _—эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала (см. табл. 14.2) ; _— масштабный фактор в зависимости от диаметра вала (см. табл. 14.3); _= 0,2—коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений для среднеуглеродистых сталей (см. табл. 14.4);

15. 
    Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
    

где к_— эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении для вала (см. табл. 14,2); _ — масштабный фактор при кручении - в зависимости от диаметра вала (см. табл. 14,3); _ = 0,1 — коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений (см. табл. 14,4).

16. 
    Общий коэффициент запаса прочности:
    

Рис.1 Схема ведущего вала цилиндрического редуктора

ВАЛ №2

1. 
   В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы:
   

Окружная Н

радиальная Н

2. 
   Нагрузка на вал от натяжения цепной передачи;
   

Н.

3. 
   Расстояние между серединами подшипников:
   

мм

где - х =15 мм и w =50 мм.

4. 
   Принимаем расстояние между правым подшипником и цепной передачей f =90 мм.
   
5. 
   Опорные реакции в вертикальной плоскости:
   

Н.

Н.

Проверка:

выполняется

6. 
   Опорные реакции в горизонтальной плоскости
   

Н.

Н.

Проверка:

выполняется

7. 
   Изгибающие моменты:
   

в вертикальной плоскости

Н мм.

Н мм.

в горизонтальной плоскости

Н×мм.

8. 
   Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное)
   

Н × мм.

9. 
   Диаметр выходного конца вала:
   

мм.

Ослабление вала шпоночной канавкой необходимо компенсировать увеличением диаметра примерно на5...10 %. Окончательно принять по ГОСТ 6636— 69 диаметр выходного конца вала d_k =48 мм.Принимаем d_п =55мм, d_kп =52мм, d =65мм,d_б =75мм.

10. 
    Принимаем: материал вала — сталь 45; σ_в=610 МПа; σ_т=360 МПа; σ_-1=260 МПа; τ_-1=150 МПа;
    
11. 
    Определим момент сопротивления сечения вала.
    

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

Мпа

12. 
    Касательные напряжения для отнулевого цикла:
    



13. 
    Коэфициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
    

где _s—эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала (см. табл. 14.2) ; e_s— масштабный фактор в зависимости от диаметра вала (см. табл. 14.3); y_s= 0,2—коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений для среднеуглеродистых сталей (см. табл. 14.4);

14. 
    Коэфициент запаса прочности по касательным напряжениям:
    

где к_t— эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении для вала (см. табл. 14,2); e_t — масштабный фактор при кручении - в зависимости от диаметра вала (см. табл. 14,3); y_t = 0,1 — коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений (см. табл. 14,4).

15. 
    Общий коэффициент запаса прочности:
    

Рис.2 Схема ведомого вала цилиндрического редуктора
5. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

Исходные данные для расчета:

• 
  передаточное отношение
  
• 
  частота вращения валов:
  

• 
  передаваемый крутящий момент на вале 3:
  

1. Число зубьев ведущей звездочки

2. Число зубьев ведомой звездочки

3. Действительное передаточное число

Из условия компоновки привода задаем межосевое расстояние

4. Коэффициент эксплуатации

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

- учитывает влияние угла наклона линии центров;

- при периодическом регулировании натяжения цепи;

при капельной смазке;

учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе;

учитывает влияние межосевого расстояния;



Неравенство выполняется.

5. Расчетная мощность, передаваемая цепью

,

где К_Z – коэффициент числа зубьев



К_n – коэффициент частоты вращения



К_РЯД – коэффициент, учитывающий число рядов цепи





6. Выбираем однорядную цепь ПР – 25,4 – 60

Параметры цепи:


7. Скорость цепи



8. Окружное усилие



9. Удельные давления в шарнирах цепи



- допускаемые удельные давления.

10. Тип смазки: густая внутришарнирная. Пропитка цепи через 120…180 ч.

11. Число звеньев цепи, или длина цепи, выраженная в шагах





Принимаем z_Ц = 90
12. Расчетное межосевое расстояние



13. Действительное межосевое расстояние



14. Делительные диаметры звездочек





15. Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них



16. Коэффициент запаса прочности цепи



где – сила, разрушающая цепь;

– нагрузка от центробежных сил;

- сила от провисания цепи;

k_f – коэффициент провисания цепи: k_f = 6;


17. Сила, нагружающая вал передачи


6. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.
6.1 ведущий вал:
Суммарные реакции:



Предварительно принимаем шариковые радиальные подшипники легкой серии : мм; мм; мм; кН; кН.

Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре .

Подшипник 2-ой опоры В более нагружен, по этому расчет будем вести по нему.

Эквивалентная нагрузка:

;

где - радиальная нагрузка;

- вращается внутреннее кольцо;

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Принимаем _,тогда

Расчетная долговечность: млн.об

ч,

Так как базовая долговечность больше требуемой (39061>25000), то подшипник пригоден.

6.2 ведомый вал:
Суммарные реакции:



Предварительно принимаем шариковые радиальные подшипники легкой серии : мм; мм; мм; кН; кН.

Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Подшипник 1-ой опоры С более нагружен, по этому расчет будем вести по нему.

Эквивалентная нагрузка:

;

где - радиальная нагрузка;

- вращается внутреннее кольцо;

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

Принимаем _,тогда

Расчетная долговечность: млн.об

ч,

Так как базовая долговечность больше требуемой (866861>25000), то подшипник пригоден.
7. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ.
Выбираем фланцевую муфту.

Найдём вращающий момент Т.



где n - частота вращения рабочего вала, n=975 (рассчитано ранее);

Р - мощность на выходном валу редуктора, Р=14,4 кВт.



Выбираем коэффициент режима работы .

Рассчитаем расчётный момент .





По таблице 13.1.3 (см [1] - стр. 235) находим, что для валов диаметром 45 мм подходит муфта с наружным диаметром D=190 мм и допускаемым расчётным моментом Н·м.
Проверочный расчёт муфты.
Расчет болтов ведут в предположении, что весь действующий момент воспринимают болты, установленные без зазора и работающие на срез.

Условия прочности на срез болтов:



Н·мм – расчетный момент;

мм – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий (табл. 17.4 (см [] - стр. 382);

мм – диаметр болта;

z=6 – число болтов;

- допускаемое напряжение на срез болтов МПа ( - предел текучести материала болта, для стали 35 МПа);



Условие выполняется, следовательно, данная муфта подходит.


8. РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ КОЛЕС НА ВАЛАХ.
Соединение муфта- быстроходный вал.
Для передачи крутящего момента от муфты к валу № 2 используем призматическую шпонку с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78. Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов:



Призматическая шпонка рассчитывается на смятие (основной расчет) и на срез.

Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала:



где - напряжение смятия;

– крутящий момент на втором валу;

– рабочая длина шпонки;

– допускаемое напряжение на смятие.

Для шпонки с плоскими торцами где – полная длина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины посадочного конца вала или равная ей. Принимаем





Т.к. расчетное напряжение смятия меньше допускаемого, то условие прочности шпонки на смятие обеспечено.
Условие прочности на срез шпонки:



где допускаемое напряжение на срез.

Условие прочности шпонки на срез также обеспечивается.
Соединение тихоходный вал – цилиндрическое колесо.
Для передачи крутящего момента от колеса к валу № 2 используем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала под колесом – d=65. Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов, соответствующих данному диаметру:



Призматическая шпонка рассчитывается на смятие (основной расчет) и на срез.

Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала:



где - напряжение смятия;

– крутящий момент на втором валу;

– рабочая длина шпонки;

– допускаемое напряжение на смятие.

Для шпонки со скругленными торцами где – полная длина шпонки, - ширина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины втулки (ступицы) колеса или равная ей. Принимаем


Принимаем материал шпонки - Сталь 40.

Т.к. расчетное напряжение смятия меньше допускаемого, то условие прочности шпонки на смятие обеспечено.



Условие прочности на срез шпонки:



где допускаемое напряжение на срез.

Условие прочности шпонки на срез также обеспечивается.

9. ВЫБОР СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЙ.

1. 
   Смазка передач редуктора:
   

Поскольку окружная скорость колес небольшая, то рационально использовать смазку погружением в масляную ванну быстроходного колеса (шестерни цилиндрического редуктора).

2. 
   Смазка подшипниковых узлов:
   

Для скоростей вращения менее 3 м/с подшипники будет смазывать тем же маслом, что и зубчатые колеса.

Способ смазки – разбрызгивание смазки колесом и попадание ее на подшипниковый узел.

Наименование и марка масла – индустриальное И-40А.
Подбор уплотнений: подшипниковые узлы будем уплотнять с помощью манжетных уплотнений, которые предназначены для предотвращения попадания пыли и грязи внутрь редуктора.