Машин и основы конструирования. Экономические основы конструирования машин

Учреждение образования

«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов специальностей

1-08 01 01, 1-36 01 08, 1-36 05 01, 1-36 06 01, 1-36 07 01, 1-43 01 06, 1-46 01 01, 1-46 01 02, 1-47 02 01, 1-48 01 01, 1-48 01 02, 1-48 01 04,

1-48 01 05, 1-48 02 01, 1-57 01 01, 1-57 01 03

очной и заочной форм обучения

УДК 621.80076.50 ББК 34.441

Составители:

доцент А.Ф. Дулевич, ассистент С.А. Осоко, ассистент А.М. Лось, доцент Ф.Ф. Царук, доцент С.Е. Бельский

Рецензенты:

Доктор техн. наук, заведующий кафедрой «Сопротивление материалов и деталей машин» БГАТУ А.Н. Орда;

кандидат техн. наук, доцент кафедры метрологии и стандартизации БГУИР А.Г. Архипенко;

Детали машин и основы конструирования: Учеб. пособие по курсовому проек-

1-48 01 02, 1-48 01 04, 1-48 01 05, 1-48 02 01, 1-57 01 01, 1-57 01 03 оч. и заоч.

форм обучения /Сост. А.Ф. Дулевич и др. – Мн.: БГТУ, 2005. – 160 с.

ISBN 985-434-297-2.

В пособии излагаются методики и последовательность кинематического и силового расчета привода, проектного и проверочного расчета основных механических передач, валов, подшипников и шпоночных соединений, вопросы выбора конструкций основных элементов редуктора и нормирования точности геометрических параметров деталей и их сопряжений, а также основные требования к оформлению конструкторской документации курсового проекта.

УДК 621.80076.50ББК 34.441

ВВЕДЕНИЕ

Для развития навыков проектирования и приложения теоретических знаний предпочтительны объекты, которые не только широко распространены и имеют большое практическое значение, но

и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Этими свойствами в полной мере обладают объекты, изучаемые в курсе «Детали машин и основы конструирования», они также присущи всем современным машинам, механизмам, приборам, эксплуатирующимся в любых условиях – от глубин океана до космоса.

Курс «Детали машин и основы конструирования» является общетехнической дисциплиной, которую изучает большое количество студентов высших учебных заведений.

Обучение методике конструирования механических приводов технологического оборудования, а также деталей и сборочных единиц, встречающихся в большинстве машин, невозможно без изучения чертежей существующих конструкций, узлов и деталей.

Это пособие в систематизированном виде содержит наиболее распространенные типовые конструкции соединений узлов и деталей машин, что позволит студентам успешно выполнить графическую часть курсовых и дипломных проектов.

Материал в пособии представлен в том порядке, в котором он изучается в учебных дисциплинах по учебному плану. В качестве иллюстраций приведены, по возможности, простые схемы, содержащие основные черты конструкции и позволяющие понять условия работы

и расчета деталей. Конструкцию деталей студенты дополнительно изучают на лабораторных занятиях и при курсовом проектировании.

1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

1.1. Цели и задачи проектирования

Целью выполнения курсового проекта (КП) является приобретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых механизмов, узлов и отдельных деталей машин, на основе ранее полученных теоретических знаний по общеобразовательным и общетехническим дисциплинам.

Основными задачами курсового проекта являются:

ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;

изучение известных аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;

выбор оптимального варианта конструкции с учетом требований технического задания;

выбор материала и выполнение необходимых проектных и проверочных расчетов с целью обеспечения технических характеристик проектируемого объекта;

выбор и обоснование необходимой точности изготовления деталей и узлов, шероховатости поверхностей, допусков и посадок размеров, форм и расположения;

выполнение графической части КП в соответствии с требованиями ЕСКД.

1.2. Основные этапы разработки конструкторской документации

В соответствии с требованиями ГОСТ 2.103 «Стадии разработки» предусмотрены следующие этапы разработки конструкторской документации:

техническое задание;

техническое предложение;

эскизный проект;

технический проект;

рабочая конструкторская документация.

Техническое задание (ТЗ) выдается заказчиком.

Техническое предложение (ТП) разрабатывается на основании ТЗ исполнителем по согласованию с заказчиком и в него входит: со-

вокупность документов по обоснованию технической и техникоэкономической целесообразности разработки изделия с учетом требований ТЗ. ТП утверждается заказчиком исполнителем.

Эскизный проект предполагает разработку комплекса документации, дающей общее представление о конструкции и принципе работы устройства в целом и техническом решении его отдельных деталей и узлов. Эскизный проект является основой для дальнейшей разработки технического проекта и рабочей конструкторской документации.

Технический проект – совокупность конструкторских документов, которые должны содержать окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемого изделия, и исходные данные для разработки рабочей документации.

Технический проект после согласования и утверждения в установленном порядке служит основанием для разработки рабочей конструкторской документации.

Рабочая конструкторская документация предназначена для изготовления деталей и узлов, которые должны выполнять свои функции и обеспечивать работоспособность устройства в целом.

Ограниченность времени, отводимого на выполнение курсового проекта, приводит к необходимости совмещать и сокращать объем разрабатываемой документации.

На основании расчетов, перечень и содержание которых указаны в задании на проектирование, определяется конструкция устройства и разрабатывается общий вид изделия в виде эскизного проекта.

На основании эскизного проекта, с учетом внесенных при дальнейшей проработке уточнений и изменений, на листе ватмана карандашом либо на компьютере (по согласованию с преподавателем) выполняется сборочный чертеж устройства. Кроме сборочного чертежа устройства студенты выполняют сборочный чертеж привода, узлов и рабочие чертежи деталей, оговариваемые в задании на курсовое проектирование.

Все расчеты, описания и приложения оформляются в виде пояснительной записки к курсовому проекту, которая выполняется в соответствии с ГОСТ 2.105 и СТП 05-11.

1.3. Основные требования к эскизному проекту

На основании результатов кинематического и прочностного расчетов на миллиметровой бумаге, в масштабе 1:1, выполняется эскизный проект. Он начинается с нанесения осевых линий валов с уче-

том межосевых расстояний и диаметров вершин и размеров зубчатых колес. Вычерчивают валы по посадочному диаметру внутреннего кольца подшипника без обозначения их размеров по длине, наносят габаритные размеры предварительно выбранных подшипников. Детали механизма следует располагать в корпусе компактно, более полно используя его пространство.

В дальнейшем прорабатывают конструкции отдельных деталей, выбирают способы соединения их с другими элементами механизма. При этом необходимо определить:

способы установки валов в подшипниках;

крепление зубчатых колес на валах, подшипников – на валах и в корпусе;

способы регулировки зазоров в подшипниках;

способы и устройства для смазки подшипников и передач;

виды и конструктивное оформление несущих деталей.

Конструкция проектируемого механизма должна обеспечивать возможность его сборки и разборки, свободный доступ для регулировки, настройки отдельных узлов и замены деталей. Предпочтителен узловой метод сборки, при котором отдельные детали собираются в узлы, а из них собирается механизм. Например, на валу монтируются зубчатые колеса, подшипники качения, дистанционные втулки, а затем собранный узел устанавливается в корпусе.

Тип и способ изготовления корпусных деталей выбирается в зависимости от объемов производства. При серийном производстве целесообразно корпуса выполнять литыми, штампованными или прессованными (из пластмасс), а при индивидуальном или мелкосерийном производстве – сварными или сборными. При проектировании разъемного корпуса необходимо предусмотреть элементы, обеспечивающие фиксацию взаимного положения корпусных деталей и соосность отверстий под подшипники.

При выборе конструкции необходимо изучить известные технические решения и выполнить их анализ, максимально использовать унифицированные детали и узлы. Для повышения технологичности и уменьшения трудоемкости изготовления конструкции следует сокращать номенклатуру используемых стандартных и нормализованных деталей и узлов, а также используемых материалов. Везде, где возможно, следует применять в деталях форму тел вращения, технологически более простую в изготовлении.

Для наиболее удачного размещения деталей и узлов рекоменду-

ется рассмотреть несколько вариантов конструкции проектируемого устройства. При этом возможны существенные изменения первоначально разработанной конструкции и выполненных расчетов. В качестве окончательного варианта конструктивного решения выбирается наиболее удачная эскизная проработка проектируемого устройства, обеспечивающая минимальные массово-геометрические параметры и максимальную экономичность в эксплуатации.

1.4. Требования к сборочному чертежу механизма

Сборочный чертеж механизма выполняется на основании его эскизного проекта карандашом на листе формата А1. Либо с использованием средств компьютерной графики (по согласованию с преподавателем). Чертеж должен содержать минимальное необходимое число проекций, видов, разрезов, сечений и невидимых линий, дающих полное представление о его конструкции и принципе работы. Допускается на сборочном чертеже упрощенно показывать крепежные детали, резьбы и ее элементы (фаски, сбег, недорезы), а также не показывать мелкие фрагменты деталей и соединений: фаски, проточки, скругления и углубления. При использовании большого количества крепежных деталей одного типа и размера можно подробно изобразить только одно место соединения, а остальные показать штрихпунктирными линиями. На чертеже показать следующие фрагменты методом сечений, выносок или невидимыми линиями: на виде сверху бобышки под крышки подшипников и стенку основания корпуса; отверстие под фундаментный болт; установку болтов крепления крышки корпуса к основанию корпуса у подшипников (d 1 ) и прочие болты (d 2 ); крепление крышки подшипника к корпусу (d 3 ); крепление смотровой крышки к корпусу (d n ); установку смотровой крышки, рым–болта, сливного отверстия, маслоуказателя, отдушины, штифта; зубчатое или червячное зацепление; шпоночное соединение; конструкцию подшипников и крышку подшипников с уплотнениями в них; способ смазки зацепления и подшипников; уровень масла.

Сборочный чертеж кроме графического изображения разрабатываемого изделия, должен содержать необходимые размеры, уровень смазки в корпусе, номера позиций спецификации узлов (сборочных единиц) и деталей, входящих в изделие, технические требования к сборке и регулировке, его техническую характеристику.

К размерам, указываемым на сборочном чертеже, относятся: га-

баритные, межосевые, посадочные, установочные и присоединительные (размеры опорной поверхности, ее толщина, размещение в ней крепежных отверстий и их диаметр, длина и посадочный диаметр входных и выходных валов), размеры для транспортировки, а также справочные.

Номера позиций спецификации выполняют на полках линийвыносок, которые располагаются параллельно основной надписи вне контура изображения детали (узла), и группируют в колонку или строчку по возможности на одной линии. Для группы крепежных деталей, относящихся к одному соединению, допускается использовать одну линию-выноску. В этом случае полки для номеров позиций располагают колонкой и соединяют тонкой линией.

Технические требования помещают на поле чертежа над основной надписью в виде столбца, по ширине не превышающего основной надписи. Каждая позиция технических требований нумеруется и начинается с новой строки. Запись ведется сверху вниз. Технические требования содержат сведения, не отраженные на чертеже. К ним относятся:

указания размеров, относящихся к справочным;

предельные отклонения размеров, формы и расположения поверхностей, которые должны быть выдержаны при сборке;

требования к точности монтажа (допустимые осевые и радиальные зазоры, биения и т.п.);

указания о маркировке и клеймении;

правила транспортировки и хранения;

особые условия эксплуатации;

тип смазки подвижных соединений;

способы стопорения резьбовых соединения;

требования по обработке (покраске) поверхностей;

требования по обкатке изделия и защите (ограждении) опасных мест.

Техническая характеристика размещается на свободном поле

чертежа (отдельно от технических требований), имеет самостоятельную нумерацию и снабжается заголовком «Техническая характеристика». Она содержит дополнительные сведения об изделии. Например, для редуктора может содержать сведения о передаваемой мощности, передаточном числе, частоте вращения валов, крутящем моменте на выходном валу и т.д.

К сборочному чертежу прилагается текстовой документ – спецификация, которая выполняется в соответствии с ГОСТ 2.108 на листах формата А4 и оформляется в виде приложения к пояснительной записке. Форма первого листа спецификации представлена в приложении 7 рис. 4.

В соответствии с ГОСТ 2.108 в спецификации предусмотрено 8 разделов, однако в курсовом проекте обычно достаточно 3–4 раздела: «Документация», «Сборочные единицы», «Детали», «Стандартные изделия», «Материалы». Указанные наименования разделов записываются в графе «Наименование».

В графе «Поз.» спецификации указывают порядковый номер составного элемента разработанного устройства. Этот номер соответствует позиции элемента на сборочном чертеже. В графе «Формат» указывают форматы документов, обозначения которых записывают в графе «Обозначение». В графе «Зона» указывают обозначения зоны, в которой находится номер позиции. Разбивка чертежа на зоны производится по ГОСТ 2.104. В графе «Обозначение» указывают шифр чертежа элементов изделия. Для стандартных изделий эта графа не заполняется. В графе «Наименование» указывают наименование изделий; для стандартных изделий, кроме наименования, указывают условное обозначение в соответствии со стандартом.

1.5. Требования к чертежу общего вида привода

Чертеж общего вида привода выполняется на основании расчетов всех передач привода и сборочного чертежа механизма карандашом либо выводится на графопостроителе с помощью вычислительной техники на листе формата А1 (по согласованию с преподавателем). На чертеже общего вида привода должна быть показана рама, смонтированные на ней все составные элементы, привода (электродвигатель, редуктор, натяжные устройства, опоры открытых передач) и приводной вал рабочего органа привода на опорах. Рама выполняется в виде сварной конструкции из стандартных профилей (швеллер, уголок, тавр, двутавр, лист, полоса). Число изображений должно быть минимальным (как правило, два: вид сверху и вид сбоку, позволяющий более полно показать конструкции приводного вала и рамы привода, опор, натяжных устройств, муфты и т.д.), но достаточным для получения представления об изделии в целом. Чертеж общего вида выполняется с упрощениями, которые устанавливаются ГОСТ 2.109

на оформление чертежей, но при этом должна быть понятна конструкция устройства, взаимодействие составных частей и принцип работы привода. При использовании большого количества крепежных деталей одного типа и размера подробно изобразить только одно место соединения, а остальные показать штрихпунктирными линиями. На чертеже показать следующие фрагменты методом сечений, выносок или линиями невидимого контура: конструкция рамы привода и расположение ее составных частей; крепления рамы к фундаменту; крепление электродвигателя, редуктора и опор к раме; конструкции муфты, натяжных устройств, опор открытых передач и приводного вала привода; крепление элементов открытых передач к валам; вид открытых передач.

Чертеж общего вида привода кроме графического изображения должен содержать необходимые размеры, номера позиций сборочных единиц и деталей привода, технические требования по монтажу и регулировке, техническую характеристику привода, схемы расположения болтов крепления рамы к фундаменту и крепления всех элементов привода к раме.

К размерам, указываемым на чертеже общего вида, относятся: габаритные; межосевые; посадочные; наибольшие размеры элементов открытых передач привода; установочные и присоединительные (размеры опорных поверхностей рамы и сборочных единиц, установленных на раме, расстояние между крепежными болтами и их расположение относительно осей сборочных единиц и границ рамы, высоту рамы и размещения осей валов всех передач привода относительно рамы).

Для возможности монтажа привода на чертеже справа над основной надписью в уменьшенном масштабе выполняются схемы расположения болтов крепления рамы к фундаменту и крепления элементов привода (двигателя, редуктора, опор открытых передач и рабочего приводного вала) к раме. На схемах указать: места расположения отверстий под болты, их диаметр и количество; оси электродвигателя, редуктора, всех валов, в том числе и рабочего вала привода, с текстовыми надписями, а также координатные размеры между ними.

Номера позиций спецификации выполняют на полках линийвыносок, требования к которым аналогичны изложенному в п. 1.4.

К чертежу общего вида привода прилагается текстовой документ – спецификация, которая оформляется аналогично изложенному

в п.1.4.

Изложены основные темы курса «Детали машин и основы конструирования». Рассмотрены основы расчета и конструирования деталей и сборочных единиц машин общего назначения: соединении, механических передач, валов и осей, подшипников и муфт.
Предназначено для подготовки студентов технических специальностей вузов по направлению «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств».

Содержание и основные задачи курса.
«Детали машин и основы конструирования» - научная дисциплина по расчету, проектированию и конструированию деталей и узлов общемашиностроительного назначения. В ее задачи входят обобщение инженерного опыта создания машиностроительных конструкций, разработка научных основ расчета и проектирования надежных элементов и узлов конструкций.

Машина - устройство, предназначенное для выполнения полезной работы, связанной с производством, обработкой, преобразованием энергии и информации. Основу каждой машины составляют устройства, называемые механизмами.

Механизм - это система тел. предназначенных для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое движение остальных тел. Механизм имеет ведущие и ведомые звенья.

Ведущее звено - звено, которому движение передается извне. Остальные звенья механизма, которым передается движение от ведущего звена, называют ведомыми.

Машины состоят из деталей, которые объединены в узлы.
Деталь - это элементарная часть машины, которая изготавливается без сборочных операций и не может быть разобрана без разрушения. Изготавливается из однородного по наименованию и марке материала (болты, шпильки, шпонки. заклепки и пр.).

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
Тема 1. Общие принципы проектирования деталей и узлов машин
1.1. Содержание и основные задачи курса
1.2. Требования к деталям и критерии их работоспособности
1.2.1. Критерии работоспособности
1.2.2. Критерии надежности
1.2.3. Критерии экономичности
Тема 2. Общие сведения о проектировании. Выбор допускаемых напряжении
2.1. Общие сведения о проектировании
2.2. Выбор допускаемых напряжений и коэффициентов запаса прочности
Тема 3. Сварные соединения
3.1. Общие сведения о сварных соединениях
3.2. Конструкции сварных соединений и их расчет на прочность
3.2.1. Стыковые соединения
3.2.2. Нахлесточные соединения
3.2.3. Тавровые соединения
3.3. Допускаемые напряжения в сварных соединениях
Тема 4. Резьбовые соединения
4.1. Типы и основные параметры резьб
4.2. Соотношение сил и моментов в резьбовых деталях при затяжке
4.3. Расчет резьбы на прочность
4.4. Расчет на прочность одиночных болтов при различных случаях нагружения
4.4.1. Расчет незатянутого болта, нагруженного внешней растягивающей силой
4.4.2. Расчет затянутого болта при отсутствии внешней нагрузки
4.4.3. Расчет болтов, нагруженных поперечными силами
4.4.4. Расчет болта, нагруженного эксцентричной нагрузкой
4.4.5. Расчет затянутых болтов при действии внешней нагрузки, раскрывающей стык деталей
4.5. Расчет соединений, включающих группу болтов
4.5.1. Расчет групповых болтовых соединений под действием нагрузки, раскрывающей стык детали
4.5.2. Расчет групповых болтовых соединений под действием нагрузки, сдвигающей детали в стыке
4.6. Расчет болтов при действии переменной нагрузки
4.7. Допускаемые напряжения и коэффициенты запаса прочности материала резьбовых деталей
Тема 5. Соединение деталей с натягом
Тема 6. Шпоночные и шлицевые (зубчатые) соединения
Тема 7. Общие сведения о заклепочных, клеммовых, паяных, клеевых и штифтовых соединениях
7.1. Заклепочные соединения
7.2. Клеммовые соединения
7.3. Паяные соединения
7.4. Клеевые соединения
7.5. Штифтовые соединения
Тема 8. Общие сведения о механических передачах
Тема 9. Фрикционные передачи
9.1. Цилиндрическая фрикционная передача
9.2. Коническая фрикционная передача
9.3. Вариаторы
9.4. Расчет на прочность фрикционных передач
Тема 10. Ременные передачи
10.1. Общие сведения
10.2. Силы в передаче
10.3. Скольжение ремня. Передаточное число
10.4. Напряжения в ремне
10.5. Критерии работоспособности ременных передач
Тема 11. Цепные передачи
11.1. Общие сведения
11.2. Приводные цепи
11.3. Звездочки
11.4. Передаточное число цепной передачи
11.5. Основные геометрические соотношения
11.6. Силы в ветвях цепи
11.7. Критерии работоспособности цепной передачи
Тема 12. Зубчатые передачи
12.1. Общие сведения
12.2. Цилиндрические зубчатые передачи
12.2.1. Геометрия и кинематика цилиндрических передач
12.2.2. Силы в передаче
12.2.3. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых колес
12.2.4. Расчет на контактную прочность цилиндрических зубчатых передач
12.2.5. Расчет на изгиб цилиндрических зубчатых передач
12.3. Конические зубчатые передачи
12.3.1. Геометрия и кинематика конических зубчатых передач
12.3.2. Силы в передаче
12.3.3. Расчет на контактную прочность конических зубчатых передач
13.3.4. Расчет на изгиб конических зубчатых передач
12.4. Основные сведения о планетарных и волновых передачах
12.4.1. Планетарные передачи
12.4.2. Волновые передачи
Тема 13. Червячные передачи
13.1. Общие сведения
13.2. Геометрия червячных передач
13.3. Кинематические параметры передачи
13.4. Силы в зацеплении
13.5. Виды разрушения зубьев червячных колес и критерии работоспособности
13.6. Расчет передачи на контактную прочность
13.7. Расчет по напряжениям изгиба
13.8. Тепловой расчет червячной передачи
Тема 14. Рычажные передачи
Тема 15. Передача винт - гайка
Тема 16. Валы и оси
16.1. Общие сведения
16.2. Расчет валов на прочность
Тема 17. Подшипники качения
17.1. Общие сведения
17.2. Виды разрушения подшипников и критерии работоспособности
17.3. Расчет на динамическую грузоподъемность и долговечность
17.4. Уплотняющие устройства в узлах подшипников качения
Тема 18. Подшипники скольжения
18.1. Общие сведения
18.2. Режимы смазки в подшипниках скольжения
18.3. Виды разрушения и критерии работоспособности
18.4. Расчет подшипников скольжения в условиях несовершенной смазки
18.5. Расчет подшипников скольжения в условиях жидкостного трения
Тема 19. Муфты
19.1. Общие сведения
19.2. Глухие муфты
19.3. Жесткие компенсирующие муфты
19.4. Упругие компенсирующие муфты
19.5. Сцепные муфты
19.6. Самоуправляемые муфты
Список литературы.

Бесплатно скачать электронную книгу в удобном формате, смотреть и читать:
Скачать книгу Детали машин и основы конструирования, Ханов A.M., 2010 - fileskachat.com, быстрое и бесплатное скачивание.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

«ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА

Кафедра прикладной механики

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Методические указания по выполнению курсового проекта (работ) и

расчетно-графической работы по дисциплинам «Детали машин и основы

конструирования», «Основы проектирования», «Прикладная механика» для студентов всех специальностей и направлений всех форм обучения

Утверждено редакционно-издательским советом

Тюменского государственного нефтегазового университета

СОСТАВИТЕЛИ: к.т.н., профессор В.Н. Кривохижа,

ассистент С.Ю. Михайлов.

© ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«Тюменский государственный нефтегазовый университет» 2012 г.

Введение

7. Задания на курсовой проект (РГР)

Приложения

Введение

Курсовой проект (работа) по дисциплине является одним из основных видов учебных занятий и формой контроля учебной работы студента.

Курсовое проектирование имеет большое значение в развитии самостоятельных навыков творческой работы студентов и определяет степень практического овладения теоретических курсов «Детали машин и ОК), «Основы проектирования», « Прикладная механика».

Курсовой проект является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчёта на прочность, жёсткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин. Выполнение проекта неизбежно связано с использованием необходимой технической литературы, справочников и прикладных компьютерных программ по проектированию машин.

Целью курсового проектирования является приобретение практических навыков расчета, конструирования и выполнения рабочих чертежей.

При выполнении курсового проекта перед студентом ставятся задачи расчета и конструирования привода общего или специального назначения в соответствии с техническим заданием

Методические указания по выполнению курсовых проектов и РГР по дисциплинам « Детали машин и ОК», «Основы проектирования», «Прикладная механика» предназначены оказать помощь студентам в выполнении курсовых проектов (РГР) в соответствии с требованиями ЕСКД.

1. Выбор задания курсового проекта (РГР)

В данные методические указания включены 10 заданий на курсовое проектирование, которые содержат: кинематическую схему привода, график нагрузки, величины заданных параметров. Каждое из 10 заданий всех типов проектов содержит 10 вариантов

Каждый студент получает и выполняет индивидуальное задание в соответствии со своим шифром. Номер задания соответствует последней цифре шифра студента, а номер варианта – предпоследней.

2. Типовая структура и требования к содержанию разделов

Проект по курсу должен состоять из пояснительной записки объемом не менее 35-40 страниц рукописного или печатного текста на стандартных листах писчей бумаги формата А4 (210 х 297 мм 2) и чертежей.

В проекте по курсам « Детали машин и ОК», «Основы проектирования», для студентов механических и маши­ностроительных специальностей надлежит выполнить 2,5 листа чер­тежей формата А1 (594X841 мм 2), из которых один лист - установоч­ный (общий вид привода), один лист - сборочный чертёж редуктора и 0,5 листа - рабочие чер­тежи двух деталей редуктора (зубчатое или червячное колесо, червяк, вал » т. п.).

Графическая часть курсового проекта с соблюдением требований ЕСКД выполняется карандашом на ватмане.

Возможно выполнение чертежей на компьютере с использованием программ компьютерной графики и с последующей распчаткой чертежа на плоттере.

При выполнении чертежей следует применять масштабы, установленные стадартом: 1:1, для уменьшения – 1:2; 1:2,5; 1:4 и т.д., для увнеличения- 2:1; 2,5:1; 4:1 и т.д.

В Расчетно- графической работе по курсу «Прикладная механика»

студенты выполняют графическую часть в объеме 1 листа чертежей формата А1 (сборочный чертеж редуктора)

Пояснительная записка начинается с титульного листа.

Введение.

1. Кинематический расчет привода.

2. Расчет ременной (цепной) передачи.

3. Расчет зубчатой передачи.

4. Эскизное проектирование.

5. Конструирование зубчатых колес.

6. Расчет соединений.

7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс.

8. Конструирование корпусных деталей редуктора.

9. Расчет валов на сопротивление усталости и статической прочности.

10. Выбор смазочных материалов и системы смазки.

11. Расчет муфт.

12. Порядок сборки редуктора.

Список использованной литературы.

1) Определяется требуемая мощность и требуемая частота вращения вала электродвигателя и осуществляется выбор его по каталогу. При этом определяются: мощность на выходном валу привода рабочей машины; частные значения к.п.д. отдельных видов передач или других устройств, общий к.п.д., частота вращения приводного вала, передаточные числа передач.

Электродвигатель следует подбирать по каталогу чаще всего с номинальной мощностью, превышающей расчетную, но при этом допускается перегрузка до 8% при постоянной и до 12% при переменной нагрузке.

Кроме того, при выборе электродвигателя необходимо иметь в виду, что тихоходный электродвигатель при равной мощности тяжелее и больше по габаритам, чем быстроходный.

2) Определяется общее передаточное число привода и осуществляется его разбивка по ступеням передач с уточнением частных значений передаточных чисел.

3 Определяются частоты вращения и вращающие моменты на валах

Расчеты ременной (цепной) и зубчатой передач рекомендуется проводить с учетом примеров, приведенных в учебнике М.Н Иванов, В.А. Финогенов « Детали машин». Можно использовать Методические указания по расчету передач, разработанных преподавателями кафедры.

Раздел » Эскизное проектирование» должен состоять из следующих подразделов:

1.Проектные расчеты валов;

2. Выбор типа и схемы установки подшипников;

3. Составление компоновочной схемы

Эскизная компоновка редуктора выполняется с вычерчиванием в зацеплении рассчитанных передач, валов, подшипниковых узлов, размещенных в стенках корпуса, деталей, необходимых для предотвращения или ограничения осевого перемещения зубчатых (червячных) и устанавливаемых с учетом технологических зазоров.

Эскизная компоновка позволяет определить расстояния между опорами вала и между опорой и срединой ступицы муфты, шкива колеса, необходимые при составлении расчетных схем при проверке подшипников на ресурс и валов на усталостную прочность.

Пример эскизной компоновки конически-цилиндрического редуктора приведен на рис. 1

Рис.1 Пример эскизной компоновки конически-цилиндрического редуктора

В разделе «Подбор подшипников качения на заданный ресурс» необходимо составить расчетную схему и определить суммарные реакции в опорах и затем проверить выбранные подшипники на динамическую грузоподъемность.

Пример расчетной схемы при проверке подшипников на динамическую грузоподъемность ведущего вала двухступенчатого цилиндрического редуктора приведен на рис.2.

Рис.2 Пример расчетной схемы при проверке подшипников на динамическую грузоподъемность ведущего вала двухступенчатого цилиндрического редуктора

В разделе « Расчет шпонок» следует учесть, что стандартные призматические шпонки выбираются по окончательно принятым диметрам валов. Длина шпонок принимается с учетом ширины ступиц зубчатых (червячных) колес, шкивов, звездочек. Подобранные шпонки проверяются по напряжениям смятия.

Проверочный расчет вала на усталостную прочность заключается в определении запасов сопротивления усталости в опасном сечении и сравнении их с допускаемыми запасами..

На рис. 3 представлена в качестве примера расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами, нагруженного вращающим моментом Т , окружной силой F t , радиальной F r и консольной силой, действующей на вал со стороны муфты, F M

Рис.3 Расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами

4. Примерные нормы времени на выполнение работы

На один лист формата А1 отводится 20 часов работы студента из фонда »Самостоятельная работа студентов». Время, планируемое на пояснительную записку, входит в упомянутые выше 20 часов на лист, ибо записка готовится параллельно с выполнением листов.

5. Требования к оформлению работы

Пояснительную записку оформляют в соответствии с ГОСТ 2.106-96 на основе черновой записки, составленной в процессе проектирования.

Лицевую часть обложки пояснительной записки оформляют как титульный лист (прил.1). На всех листах пояснительной записки выполняется основная надпись для текстовых конструкторских документов (прил,2); на первых листах всех разделов- форма 2, на последующих листах – форма 2а.

Текстовая часть пояснительной записки выполняется на листах формата А4 с соблюдением полей: слева 25 мм, справа 10мм, сверху и снизу 20 мм.

В начале пояснительной записки приводят содержание, которое делится на разделы и подразделы. Каждый раздел должен иметь порядковый номер, обозначаемый арабскими цифрами (кроме содержания и списка литературы). Разделы могут содержать подразделы, разделенных точкой. Наименование разделов и подразделов записывают в виде заголовка строчными буквами (с прописной заглавной буквой. В конце названия разделов (подразделов) точка не ставится, например:

1. Кинематичекий расчет привода

Основной текст пояснительной записки должен содержать все расчеты, необходимые для выполнения проекта. Стиль изложения должен быть предельно точным, язык – строгим и простым. Изложение должно вестись от первого лица множественного числа. Например, нужно писать: принимаем, вычисляем и т.д.

Достаточная точность машиностроительных расчетов: для сил - в десятке чисел Н, для моментов - в десятых долях чисел Н∙м и для напряжений - в десятых долях чисел МПа; при этом 0,5 и больше считается за единицу, а меньшая дробь отбрасывается. Для линейных размеров в миллиметрах берут только целые числа, . Лишь в особых случаях нужна большая точность - до десятых и даже до сотых долей миллиметра, например, при конусах, винтовой нарезке и в профилировании зубьев.

При технических расчетах следует брать π = 3,14; π 2 = 10; g = 10 (если ускорение силы тяжести g в м/с 2); π/32 = 0,1; π/64 = 0,05; π/16= 0,2 и т. д.

Расчет рекомендуется писать как в целях облегчения проверки его самим автором или другим лицом, так и во избежание ошибок в такой форме: сначала должна быть написана формула в буквах; затем ту же формулу без всяких алгебраических преобразований пишут в цифрах; после этого пишется результат вычисления. Например, при определении делительного диаметра зубчатого колеса расчет следует писать так: d = z∙m = 5∙20 = 100 мм, где z - число зубьев а, a m - модуль зацепления. Расчет следует оформить с достаточно ясными заголовками, в опреде­ленном порядке, с необходимым пояснительным текстом, сопровождать эскизами рассчитываемых деталей, а также схемами сил и эпюрами моментов, действующих на эти детали.

Все расчетные формулы и уравнения записывают с перечнем и расшифровкой буквенных обозначений величин, размерностью. После записи и расшифровки формулы приводят материал по выбору или определению всех величин, входящих в данную формулу.

В случае повторения формулы в последующих расчетах записывать ее в общем виде и давать повторно расшифровку не следует, достаточно сослаться на страницу пояснительной записки, где раннее была приведена эта формула.

Приступать к вычерчиванию необходимо сейчас же, как только предварительный расчет даст достаточно данных для чертежа. Чертеж и расчет должны производиться параллельно, таким образом, чтобы расчет лишь немного опережал чертеж, иначе неизбежны ошибки, которые могут быть выявлены лишь впоследствии, что повлечет за со­бой большую потерю труда и времени. Поэтому следует придержи­ваться правила: все полученные расчетом размеры немедленно прове­рять путем нанесения их на чертеж.

При проектировании машин и их деталей и при выполнении чер­тежей необходимо руководствоваться ГОСТами на чертежи в машино­строении.

Однако рекомендованные ЕСКД упрощенные и условные изображения, как, например, для резьбовых деталей и подшипников качения, при учебном проектировании с учебно-методической точки зре­ния недопустимы, так как студенты должны изучить не только конструк­цию и назначение деталей и узлов, но и взаимодействие их в машине.

Число проекций должно быть минимальным, но с тем условием, чтобы ясность в чертежах устройства машины, а также ее узлов и деталей была полная. В простейших случаях, например для тел вращения, достаточно двух проекций, а иногда даже одной. На машиностроительных чертежах особенно важны разрезы, выяс­няющие внутреннее устройство машины, ее узлов и деталей.

Масштаб чертежей по возможности должен быть выбран 1:1, при невозможности использования этого масштаба допускается меньший масштаб, выбираемый по ГОСТ 2.302-01..

На чертежах общих видов должны быть указаны размеры: габаритные; присоединительные (например, диаметры и длины выступающих концов валов и др.); характеризующие сборочную единицу (например, межосевые расстояния и др.).

На сборочном чертеже редуктора также должна быть приведена его техническая характеристика и технические требования по сборке, регулировке, испытаниям, консервации и т. д.

Чертежи сопровождаются спецификацией, которая относится к текстовым документам и оформляется на листах формата А4 в соответствии с ГОСТ 2. 108-68 (прил.3) Листы спецификации прикладывают к пояснительной записке.

Чертежи деталей должны быть вычерчены по возможности в натуральную величину в необходимом количестве проекций и с необходимыми разрезами. Чертежи деталей, имеющих малые размеры, рекомендуется выполнять в увеличенных масштабах. На чертеже каждой детали указывают: все необходимые для ее изготовления размеры; предельные отклонения размеров, формы и расположения поверхностей; шероховатость поверхностей: материал, предельные значения твердости.

На чертежах зубчатых, червячных колес и червяков (правом верхнем углу) должны быть приведены таблицы основных параметров, необходимых для изготовления и контроля.

Основная надпись на всех чертежах проекта выполняется в соответствии с формой 1 ГОСТ 2.104-90, которая представлена в прил.2.

Рекомендуется выполнение проекта в электронном виде с последующей распечаткой на принтере или плоттере. Минимальный формат распечатки чертежей в данном случае должен быть не менее А3 (297*420 мм 2). Студент на защите проекта должен иметь при себе дискеты с записью пояснительной записки в системе «Word”, графической части в системе «AutoCad» или «Компас» и выполнять в присутствии преподавателя необходимую корректировку чертежей в электронном виде

Более подробные указания по выполнению чертежей и пояснительной записки приведены в соответствующей литературе.

Примеры чертежей представлены на рис 4,5,6

Рис.4 Общий вид привода

Рис.5. Двухступенчатый цилиндрический редуктор

Рис. 6 Чертеж цилиндрического зубчатого колеса

6. Порядок защиты работы, критерии оценок

Выполненный курсовой проект рецензируется преподавателем кафедры, после чего допускается к защите на комиссии, назначенной заведующим кафедрой. На защите студент должен показать знания теории, должен уметь объяснить методику расчетов, выполненных в процессе проектирования, знать назначение и работу всех деталей узлов, определение действующих сил, напряжений в деталях, а также объяснить конструкцию разработанных им механизмов и узлов. Кроме того необходимо рассмотреть сборку и регулировку узлов и обосновать выбор условий смазки трущихся поверхностей. При защите курсового проекта по деталям машин нужно давать четкие ответы на такие вопросы, как определение действительных и допускаемых напряжений в различных сечениях вала; характер повреждения зубьев зубчатых и червячных колес; распределение напряжений в шпоночных и шлицевых соединениях; особенности расчета подшипников качения на динамическую грузоподъемность; обоснование выбора материала деталей, допусков и посадок, знаков шероховатости; обоснование выбора принятых коэффициентов запаса прочности и многие другие вопросы, относящиеся к курсу деталей машин и основам конструирования. Курсовой проект оценивается дифференцированной оценкой. При оценке проекта учитывается качество выполнения графической части, грамотность оформления пояснительной записки и правильность ответов на вопросы.

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (МАДИ)

В.Ф. Водейко

Детали машин

И основы конструирования

Учебно-методическое пособие

МОСКВА 2017

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

В.В. ВОДЕЙКО

ДЕТАЛИ МАШИН

И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебно-методического пособия для студентов вузов, обучающихся по направлению подготовки бакалавров «Технология транспортных процессов»

2017 УДК 531.8.624.042

ББК 34.41.30.121

Рецензенты:

проф. каф. «Технология конструкционных материалов» МАДИ,

д-р техн. наук, проф. Чудина О.В.

доц. кафедры строительных конструкций МАДИ,

канд. техн. наук, доц. Иванов-Дятлов В.И.

Водейко В.Ф.

Н624 Детали машин и основы конструирования. Учебно-методическое пособие.- М.: МАДИ, 2017 - 198 с.

В настоящем учебно-методическом пособии изложены принципы расчета на прочность элементов зубчатых передач, а именно, цилиндрических, конических, планетарных, червячных, исходя из основных критериев их работоспособности. Приведены принципы рационального выбора конструкционных материалов и их термической или химико-термической обработки деталей, которые работают в условиях переменных внешних нагрузок.

В пособие включены вопросы (методы) расчета плоскоременных и клиноременных передач с использованием кривых скольжения, а также расчеты на прочность разъемных и неразъемных соединений. Приведены расчеты валов на прочность, их классификация, виды повреждений и методика выбора подшипников качения в условиях действия радиальных и осевых нагрузок с учетом эксплуатационных, технологических и экономических требований. Имеется краткое описание конструкций соединительных муфт, их свойства и применение в машиностроении.

УДК 531.8:624.042

ББК 34.41:30.121

Предисловие

Предлагаемое учебно-методическое пособие подготовлено автором, в течение многих лет работающим на кафедре «Детали машин и теории механизмов» МАДИ. Материал пособия базируется на систематизации основных сведений по теоретическим вопросам проектирования машин на примерах деталей общего назначения: передач, соединений, муфт и других. Приведены практические рекомендации их расчета и конструирования.

Пособие отражает многолетние традиции отечественной инженерной школы конструирования не только общего, но и специального механического оборудования - двигателей внутреннего сгорания и других систем.

Одним из ярких представителей инженерной школы является Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д.т.н., профессор Георгий Сергеевич Маслов, который много лет был заведующим кафедрой МАДИ и членом нескольких научно-технических советов. В том числе Центрального института авиационного моторостроения (ЦИАМ).

При написании данного пособия была поставлена цель – дать студентам в сжатой и доступной форме базовые знания о творческом процессе создания современных конструкций машин и механизмов, отвечающих ряду противоречивых требований: таких, как прочность и легкость, надежность и долговечность, технологичность и минимальная стоимость.

Cправочные данные о выпускаемых промышленностью редукторах, выборе геометрии деталей и их материалов, а также расчетных зависимостей, необходимых для курсового проектирования, представлены в списке литературы.

Настоящее пособие в значительной степени адаптировано для самостоятельной работы студентов и, особенно, студентов вечерней формы обучения.

Глава 1. Введение в курс «Детали машин и основы конструирования».

1.1. Задачи и содержание курса «Детали машин и основы конструирования»

Основная задача курса - изучение методов инженерных расчетов и проектирования на базе типовых элементов машин. Типовыми называются детали и узлы, входящие в состав большинства машин: соединения (сварные, резьбовые, шлицевые), передачи (зубчатые, червячные, ременные, цепные и др.), элементы передач (валы, подшипники, муфты).

Специальные элементы машин, применяемые в отдельных группах машин и определяющие их специфику (двигатели внутреннего сгорания, гидравлические машины) изучаются в специальных курсах, но общие методы расчета и проектирования, изучаемые в курсе «Детали машин и основы конструирования», распространяются и на специальные элементы машин.

Общая классификация деталей машин.

Передачи – механизмы, предназначенные для передачи энергии с одного вала на другой, как правило, с увеличением или уменьшением их угловых скоростей и соответствующим изменением крутящих моментов.

Детали , обслуживающие вращение (детали передач).

Соединения служат для изготовления машин из различных деталей, вызываются необходимостью соединения их между собой.

Передачи.

Машина состоит из двигателя, передачи, исполнительного механизма и системы управления.

Двигатели, исполнительные механизмы и элементы управления имеют много специфического и изучаются в специальных курсах. Наиболее общей частью всех машин является передача. Она служит для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму, изменения скорости, направления и характера движения, изменения и распределения крутящего момента и др. функций.

В современном машиностроении применяются механические, гидравлические, электрические и пневматические передачи. В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматриваются механические передачи, которые имеют наибольшее распространение. Они широко применяются как отдельно, так и в составе гидромеханических, электромеханических и других сложных передач.

В свою очередь механические передачи разделяются на:

1. Передачи зацеплением;

2. Передачи трением.

Передачи могут быть с постоянным передаточным числом (редукторы, ускорители) и с переменным передаточным числом (коробки перемены передач и др.).

Редукторы более распространены, чем ускорители.

Коробки передач могут быть со ступенчатым и бесступенчатым регулированием передаточного числа (автоматические).

Исходные параметры, характеризующие кинематику и динамику передачи: N д,n д,u,η . (рис 1).

Другие, интересующие конструктора параметры, являются производными:

Основные направления развития механических передач:

1. повышение и расширение диапазона передаваемой мощности и скорости;

2. повышение надежности и долговечности;

3. повышение КПД, снижение массы и габаритов;

4 расширение автоматизации работы и управления.

Зубчатые передачи. Основные достоинства:

1. высокая нагрузочная способность;

2. надежность и высокий КПД;

3. постоянство передаточного числа и широкий диапазон его изменения;

4. возможность передавать большие мощности и иметь большую частоту вращения;

5. компактность, малые нагрузки на валы и опоры.

Недостатки зубчатых передач:

1. потребность в высокой точности изготовления и монтажа для снижения вибраций, шума при больших скоростях вращения;

2. большие габариты при больших потребных межосевых расстояниях.

Пути совершенствования зубчатых передач:

1. оптимизация схемы передачи (тип, многопоточность и др.);

2. высокопроизводительные методы изготовления (накатка, протяжка и др.);

3. термохимическое и механическое упрочнение;

4. точность доводочных операций;

5. новые материалы и новые виды зацеплений;

6. точность расчетов и др.

Классификация зубчатых передач.

По взаимному расположению осей валов : цилиндрические, конические, гипоидные, винтовые. Наиболее распространены цилиндрические, как более простые и надежные. Конические, гипоидные и винтовые применяют для передачи вращения между перекрещивающимися или пересекающимися валами.

По форме зубьев : с прямыми, косыми, шевронными и криволинейными зубьями. Прямые зубья вытесняются косыми, шевронными и криволинейными как более перспективными.

По перемещению осей валов в пространстве : не планетарные, (простые) и планетарные. Применение планетарных передач расширяется.

Наибольшее распространение имеет эвольвентное зацепление благодаря простоте нарезания, возможности смещения по профилю, малой чувствительности к некоторому изменению межосевого расстояния.

Различают передачи также по точности изготовления, скорости, числу ступеней, материалу, наличию корпуса и др. особенностям.

Нормы точности изготовления зубчатых колес.

Точность зубчатых передач регламентируется по ГОСТ 1643-81 для цилиндрических зубчатых передач и ГОСТ 1758-81 для конических зубчатых передач (табл. 1)

Степень точности изготовления зубчатых колес

Таблица 1

Примечание. Зубчатые передачи редукторов должны изготовляться не ниже степени точности 8 - 7 - 7 - В (ГОСТ 1643 81).

Шероховатость рабочих поверхностей: зубьев шестерен с модулем до 5 мм – не ниже 7-го класса, зубьев колес – не ниже 6-го класса. При большем модуле – на один класс ниже.

Степень точности выбирается в зависимости от назначения и условий работы передач. Основной критерий – окружная скорость. Для общепромышленных передач с прирабатывающимися колесами (НВ≤350) степени точности выбирается по табл. 2.

Значения степени точности Таблица 2

Прямозубые передачи можно применять при V<2 м/с, а также тогда, когда осевая сила совершенно недопустима. Нужно учитывать, что в равных условиях косозубые передачи передают нагрузку в 1,35 раза большую, чем прямозубые.

Каждая степень точности характеризуется тремя нормами:

а) норма кинематической точности;

б) норма плавности работы;

в) норма контакта.

Норму кинематической точности можно принимать по таблице 2 на одну степень грубее. Например: при степени точности 7, норму кинематической точности можно принять 7 или 8.

Норма плавности работы определяет виброакустические характеристики передачи и её надо выбирать не ниже табличной. В редукторах - не грубее 8-й степени.

Пятно контакта определяет несущую способность передачи. Норму контакта принимают по таблице 2 или на одну степень выше. При, например, степени точности 8 норму контакта можно взять 8 или 7. В редукторах норму контакта - не грубее 8-й степени. В передачах с твердостью шестерни и колеса >НВ 350, с окружной скоростью 12,5 м/с следует принимать степень точности не ниже 9 - 8 - 7 - В. При скорости от 12,5 до 20 м/с не ниже 8 - 7 - 7 - В.

Независимо от степени точности стандартизирован вид сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора: H, E, D, С, B, A.

В сопряжениях Н – минимальный боковой зазор = 0. В передачах рекомендуют сопряжение В.

Примеры обозначения:

а) 9 - 8 - 7 - В ГОСТ 1643-81, где

9 – норма кинематической точности;

8 – норма плавности;

7 – норма контакта;

В – вид сопряжения.

б) 8 - В ГОСТ 1643-81, если по всем трём нормам назначена одна степень точности.

На контактную выносливость

2.1. Причины разрушения (отказов) зубьев.

При передаче крутящего момента Т 1 зуб подвергается изгибу, сжатию, повреждению рабочих поверхностей зубьев и износу от силы трения , (рис.5), где

f – коэффициент трения.

Повреждение рабочих поверхностей зубьев, усталостное выкрашивание зубьев, является основным видом повреждения. Причина усталостного разрушения вызвана переменными контактными и изгибными напряжениями и (рис.6). Как видно, среднее время одного цикла , т.е. оно сопоставимо с временем удара.

Усталостное выкрашивание начинается в зоне, где создаются наиболее неблагоприятные условия: большие давления и силы трения, разрыв масляной пленки и др. явления. В этой зоне появляются микротрещины, развитие которых приводит к осповидному выкрашиванию, которое разрастается в увеличивающиеся по числу и размерам раковинки, что уменьшает несущую поверхность зубьев. Начинается нарушение смазки, увеличиваются шум и вибрации. Таким образом, в месте контакта возникают контактные напряжения, вызывающие pitting – усталостное выкрашивание рабочей поверхности зубьев. При поверхностной твердости НВ <350 выкрашивание прекращается, происходит сглаживание поверхностей.

При твердости НВ ≥350 трещины на ножках зубьев вступают в зону контакта выходящими на поверхность концами. В результате – масло, находящееся в трещине, запирается и под действием внешнего давления расклинивает трещину (рис.7а). Начинается процесс прогрессивного выкрашивания, обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев (рис.7в).

в

Трещины на поверхности головок зубьев входят в зону контакта глубинными концами и в процессе перекатывания масло из трещин выжимается (рис.7б). Таким образом, смазка, кроме уменьшения трения, охлаждения поверхности контакта, снижения пики контактных напряжений, может увеличивать скорость выкрашивания поверхностей контакта.

Таблица 3

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Зависит от податливости пары зубьев и их склонности к приработке. определяется по табл.4

Таблица 4

Заметим, что в таблицах приведены также данные для определения коэффициентов и , о которых пойдет речь ниже.

Введя в формулу (2.2) W t – удельную расчетную окружную силу , получим Н/мм. (2.4)

Для определения приведенного радиуса кривизны , входящего в исходное уравнение 2.1, требуется решить два прямоугольных треугольника О1ЕР и О2DР из рис.12 при известных радиусах кривизны ρ э1 и ρ э2 . В этих треугольниках за радиус кривизны шестерни и колеса ρ 1 и ρ 2 приняты отрезки от основания перпендикуляра, опущенного на линию зацепления N-N до полюса зацепления Р , в котором косозубые колеса заменены эквивалентными прямозубыми эллиптическими колесами. Таким образом

или мм.

Подставляя все полученные данные в исходное уравнение Герца (2.1), получим .

Заменив в знаменателе и введя обозначения:

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес, и - коэффициент, учитывающий суммарную длину линий контакта зубьев, получим формулу для проверочного расчета зубчатых колес на контактную выносливость

(2.5)

Как видно из формулы, контактное напряжение увеличивается при увеличении действия крутящего момента Т 1 и уменьшается при увеличении ширины , диаметра и угла наклона β зубчатых колес.

Коэффициент Z H в среднем равен Z H =2,5. При отсутствии смещения режущего инструмента (х=0) и пользуются формулой .

Коэффициент для стальных зубчатых колес при модуле упругости Мпа и .

При модуле упругости Мпа значение .

Коэффициент для косозубых и шевронных зубчатых передач при >0,9 , где . При =1,2…1,8 в среднем можно принять =0,9.

Для проверочного расчета при действии максимальной нагрузки с целью предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев следует пользоваться формулой:

. (2.6)

Здесь Т max – пиковый момент при пуске двигателя под нагрузкой. Находится из данных каталога на рыночные электродвигатели .

Ширина зубчатого венца.

Коэффициент ширины зубчатого венца регламентируется ГОСТ 2185-66. Для цилиндрических передач рекомендуется выбирать в зависимости от твердости колес и расположения колес относительно опор вала (табл.6).

При выборе коэффициента следует учитывать то, что при меньшей ширине колес погрешности изготовления и сборки менее сказываются, чем при широких колесах.

В косозубых передачах угол наклона .

Таблица 6

Ширину b 1 и b 2 принимают из рядов стандартных размеров R a 5 или R a 10 (ГОСТ 6636 – 69).

Вопросы для самоконтроля

1. Роль машиностроения в народном хозяйстве и основные тенденции его развития.

2. Качество изделий и его показатели.

3. Показатели надежности изделий.

5. Передачи в машинах, их типы и назначение.

6. Зубчатые передачи, их достоинства и недостатки. Классификация.

7. Нормы точности зубчатых передач и виды сопряжений. Дать пример и пояснить обозначения.

8. Геометрические зависимости в прямозубых и косозубых передачах. Преимущества и недостатки.

9. Усилия, действующие в прямозубых и косозубых цилиндрических передачах.

10. Стандартные параметры зубчатых передач.

11. Причины отказов и предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость.

12. Исходная зависимость Расчетная нормальная нагрузка для прямозубых и косозубых цилиндрических передач.

13. Удельная расчетная окружная нагрузка на зуб.

14. Приведенная кривизна пары зубьев прямозубых и косозубых передач.

15. Формула проверочного расчета на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

16. Формула проверочного проектного расчетов на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

17. Формулы проверочного расчета при действии максимальной нагрузки. Эквивалентные цилиндрические зубчатые колеса.

18. Предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость. Расчетная схема и вывод расчетной зависимости.

19. Коэффициент формы зуба.

20. Формула проверочного проектного расчетов цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость..

21. Коэффициент формы зуба и условие равномерности зубьев шестерни и колеса.

С прямыми зубьями

Силу нормального давления , действующую в нормальной плоскости N-N к поверхности зуба, раскладываем на две составляющие: окружную F t и вспомогательную F v . Перенося вспомогательную F v на основной рис. 20 и раскладывая её на составляющие, получим остальные силы: радиальную F r и осевую F a .

Так как крутящий момент на шестерне T 1 известен, следовательно, известно окружное усилие в среднем сечении на среднем начальном диаметре

Н (4.7)

Из сечения n-n

или

Из рис. 20а

Для колеса ; . Из рис. 20б находим равнодействующую сил F a и F r . Направление ее действия – к центру вала

Проверочный и проектный

Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зубьев и поломка зубьев вследствие усталости.

Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами и в среднем сечении зуба (Рис.22а). Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.

В исходной формуле Герца заменим приведенный радиус кривизны , на найденный из рис. 22б.

Здесь в сечении О 1 О 2 в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни , а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса .

Рассматривая прямоугольные треугольники и , оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим:

мм. (4.11)

Из расчета приведенного радиуса следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру шестерни, значит отношение q H /r пр (формула 2.2) постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба (рис.18б и 22а). В дополнение к этому вводится коэффициент прочности конических передач , который учитывает конструкцию зубчатых конических колес.

Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца, (раздел 2.3), получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач:

Здесь - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для , где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают .

Для стальных колес МПа ½ .

- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно , где , см. раздел 2.4.

Удельная расчетная окружная сила.

Коэффициент зависит от и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – I ш (шариковые), I р (роликовые), а также твердости материала колес.

Здесь: , . Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.

Коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа:

для прямозубых конических колес;

Для конических колес с круговыми зубьями.

Коэффициент динамичности нагрузки - для конических колес находится по таблице 9. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Пояснительная записка

СТ. КПДМ. 008 П3

Руководитель Гвоздев В. Д. / /

Исполнитель

студент гр. ТДМ-311 Кузьмина В.Ф. / /

Введение

1. Техническая характеристика привода

2. Кинематический и силовой расчеты привода

3. Описание конструкции редуктора

4. Расчет клиноременной передачи

5. Расчет зубчатых колес

6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

8. Конструкция и проектный расчет валов

9. Конструкция и расчет размеров зубчатых колес

10. Выбор смазочных материалов

11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

12. Проверочный расчет валов

13. Проверочный расчет подшипников качения

14. Конструирование подшипниковых узлов

15. Выбор муфт

16. Расчет на усталостную прочность

17. Расчет шпоночных соединений

Список литературы

Введение

привод редуктор конструирование зубчатый

Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 -цилиндрический редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан

Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через ременную передачу (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя n сх = 1500 мин -1 ;

2. Частота вращения на выходе n б = 180 мин -1 ;

3. Вращающий момент на выходе T б = 312 Нм;

4. Срок службы привода L г = 4000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.

Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода: Относительная нагрузка: k 1 =1 ; k 2 =0,8 ; k 3 =0,5 . Относительное время работы: l 1 =0,2 ; l 2 =0,6 ; l 3 =0,2 . Характер нагрузки: спокойная.

1. Техническая характеристика привода

1.1 Электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81

Мощность Р ДВ = 7,5 кВт;

Частота вращения вала n ДВ = 1455 мин -1 ;

Величина скольжения S = 3% ;

Отношение пускового момента к номинальному;

Диаметр вала двигателя d = 38мм.

1.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-40- I 1 ГОСТ 21424-75

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н м;

Допускаемая частота вращения: n = 3800 мин -1 ;

Диаметр на вал электродвигателя: d 1 = 38 мм;

Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм;

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм;

Рабочая длина на валу редуктора: l = 80 мм.

1.3 Одноступенчатый цилиндрический шевронный редуктор

КПД редуктора: з ред = 0,96;

Передаточное число редуктора: u р = 2,69

Частота вращения валов редуктора: n Б = 485 мин -1 , n Т = 180 мин -1

Вращающие моменты на валах: Т Б = 119,5 Н м, Т Т = 315,15 Н м;

Габариты редуктора:

Длина: 355 мм,

Ширина: 408 мм,

Высота: 260 мм.

1.4. Привод.

КПД привода: з пр = 0,89;

2. Кинематический и силовой расчёты привода

2.1 Определяем КПД привода

з пр = з р.п · з ред · з м з п (1)

з р.п = 0,95;

где з пр - КПД привода;

з р.п - КПД ременной передачи;

з ред - КПД редуктора;

з м - КПД соединительной муфты;

з п - КПД пары подшипников.

з пр = 0,95 · 0,97 · 0,98 0,99= 0,89.

Определяем КПД редуктора:

где з шп - КПД шевронной передачи

з n - КПД пары подшипников; з n = 0,99

2.2 Находим треб уемую мощность электродвигателя

2.3 Выбираем электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81 , мощность которого

Р дв = 7,5 кВт

Величина скольжения

Частота вращения вала двигателя:

2.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение привода

2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода

U ред == 2 ,69

2.6 В ычисляем частоты вращения валов

Вал двигателя: n дв =1455

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал:

2.7 Вычис ляем вращающие моменты на валах

Тихоходный вал редуктора:

Т тих =Т исп / з м = 312/0,99=315,15 Н м (9)

Быстроходный вал:

Т бх =(Т тих /U р)/ з р =(315/2,69)/(0,99 2)=119,5 Н м (10)

Вал двигателя:

Т дв =Т бх /(U р.п / з р.п)=119,5/(3/0,95)=37,93 Н м (11)

3 . Описание конструкции редуктора

Рисунок 3.- Конструкция редуктора.

Конструкцию редуктора составляет шевронная цилиндрическая передача.

В качестве опор быстроходного вала (13) используем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии (34), так как они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала (8) принимаем подшипники радиальные легкой серии (33), так как они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях, наиболее дешевые и распространенные на рынке.

Валы выполняем ступенчатыми, для удобства посадки на них деталей.

На тихоходном валу установлено шевронное колесо (7) . Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала - шестерни (13) выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

Подшипники закрепляются в корпусе (18) и крышками подшипниковых гнезд.

Наружные кольца подшипников быстроходного вала упираются в крышки подшипниковых гнезд быстроходного вала (11) и (13). В крышке (11) имеется отверстие для выхода хвостовика быстроходного вала и установлена резиновая армированная манжета (32) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Подшипниковые гнезда тихоходного вала закрываются крышками (10) и (5). В крышке (5) имеется отверстие для выхода хвостовика тихоходного вала и установлена резиновая армированная манжета (31) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Все крышки подшипниковых гнезд затягиваются винтами (20). Между крышками и корпусом установлены прокладки (4) и (9) для предотвращения протекания масла.

Корпус редуктора выполняем разъемным, состоящим из крышки и основания. Изготавливаем корпус литьем из серого чугуна СЧ 15.

Для установки редуктора на фундаментной плите или раме в основании корпуса (18) имеется четыре отверстия под фундаментные болты.

Для фиксации крышки и основания корпуса друг относительно друга, используется два конических штифта (30), устанавливаемых без зазора.

Для смазки зубчатых передач и подшипников редуктора используем масло И-30 А. Объем масла - 1,75 л.

Для заливки масла и осмотра редуктора, в крышке корпуса предусмотрено отверстие, закрываемое крышкой.

Для контроля уровня масла, в основании корпуса установлен жезловый маслоуказатель.

Для удаления масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

4 . Расчет клиноременной передачи

Определяем максимальный крутящий момент

Выбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда: D 1 =135 мм

Определяем диаметр ведомого шкива.

D 1 =0,985 3,00 135=398,9 мм. (14)

Полученный результат округляем до стандартного значения.

Уточняем передаточные числа:

Следовательно, окончательно принимаем размеры шкивов полученных после округления.

Определяем межосевое расстояние

где h - высота ремня, мм

Длина ремня определится как

где - среднее значение.

Принимаем ближайшее стандартное значение l из ряда длин ремней. l = 1800 мм.

Корректируем межосевое расстояние

Определяем угол охвата малого шкива

Находим линейную скорость ремня

Определяем расчетную мощность передаваемую одним ремнем

где - мощность, передаваемая одним ремнем

0,91 - коэффициент угла обхвата

0,95 - коэффициент длины ремня

1,14 - коэффициент передаточного отношения ременной передачи

1,2 - коэффициент режима работы

Определяем требуемое число ремней в передаче

где =0,95 - коэффициент числа ремней

Принимаем z=4.

Рассчитываем силу предварительного натяжения одного ремня

Радиальная сила, действующая на выходной конец вала

Частота пробегов ремня

Конструкция шкивов и их размеры

Шкивы изготавливаем литыми из чугуна марки СЧ 15. Шкивы состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал. Шкив изготавливаем с диском, в котором предусматриваем отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке.

Ширина шкива

где z - число ремней.

Толщина обода (28)

Принимаем

Толщина диска (29)

Принимаем С=18 мм.

Диаметр ступиц (30)

Длина ступиц (31)

Принимаем

Диаметр выступов шкива (32)

5 . Расчёт зубчатых передач

5 .1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация или улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;

(192…240) НВ,НВ=230

Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;

(170…217)НВ,НВ=200

5 .2 Вычисление базового значения предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшение и нормализация

у н limb=2·HB+70 (33)

Для шестерни:

у н limb 1 = 2·230 + 70 = 530 МПа.

Для колеса:

у н limb 2 = 2·200 + 70 = 470 МПа

б) для напряжений изгиба

у 0 F limb= 1,8 НВ; (34)

у 0 F limb1= 1,8 · 230 = 414 МПа;

у 0 F limb2= 1,8 · 200 = 360 МПа.

5 .3 О пределение базового числа циклов переменных напряжений

N H 0 =30HBср 2,4 (35)

N HO 1 =30 216 2,4 =1,201 10 7 МПа

N HO 2 =30 194 2,4 =0,92 10 7 МПа

5 .4 Определение фактического числа циклов перемены напряжений

По контактным напряжениям:

по напряжениям изгиба:

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

N FE 2 =N FE 1 =4,19 10 7

5 .5 Вычисление коэффициент а долговечности

по контактным напряжениям.

Для шестерни:

Так как N НЕ1 > N Н01 , то принимаем K HL 1 =1;

Для колеса:

Так как N НЕ2 > N Н02 , то принимаем K HL 2 =1.

по напряжениям изгиба.

Так как N FE 1 > 4 10 6 и N FE 2 > 4 10 6 , то принимаем K FL 1 =1 и K FL 2 =1.

5 .6 . Определение допускаемых контактных напряжений

Коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем

Для шевронных передач

Так как, то принимаем МПа.

5 .7 Определение допускаемых напряжений изгиба

где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75

Коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для штамповки = 1,0

6 . Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

6 .1 Определение межосевого расстояния из условия обеспе чения контактной прочности зуба

Предварительно принимаем К Н = 1,2

Ш ba -ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ш ba = 0,5

Принимаем ближайшее стандартное значение а W ГОСТ =125 мм

6 .2 Определение модуля зацепления

m n =(0,01…0,02)·а W =(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм

принимаем m n =2,5 мм .

6 . 3 Определение основных параметров зубчатых колес

Назначаем угол наклона зубьев в = 30є

Определяем число зубьев шестерни и колеса б w

6 .4 Рассчитываем геометри ческие параметры зубчатых колес

Уточняем угол наклона зубьев:

Диаметры делительных окружностей:

Диаметры окружностей вершин:

d а1 =d 1 +2 m n = +2 2,5=73,965 мм (48)

d а2 =d 2 +2 m n = +2 2,5=186,034 мм (49)

Диаметры окружностей впадин:

d f 1 = d 1 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 62,715 мм; (50)

d f 2 = d 2 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 174,784 мм; (51)

Ширина зубчатого венца:

b 2 = Ш ba б w =0,5 125=63 мм (52)

b 1 =b 2 +5=63+5=68 мм (53)

6 .5 Вычисление окружной скорости в зацеплении

Назначаем 9 степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1643-81

6 .6 Оп ределение коэффициента нагрузки

K H =K Hв ·K Hб ·K HV =1,04 1,1 1=1,144 ; (55)

где K Hб - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K Hб =1,1

K HV - коэффициент динамической нагрузки,

K HV =1

К Hв =1,04

7 . Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

7 .1 Вычисляем фактические контактные напряжения

Принимаем b 2 = 70 мм, b 1 =75 мм; тогда у Н = 431 Мпа,

и уточняем Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 .

7 .2 Определение коэффициент а нагрузки

Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Н в = 1,04

7 . 3 Проверка зубьев на выносливость по напряжени ям изгиба

Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Fв =1,10;

Принимаем К Fх = 1,1

Уточняем коэффициент нагрузки:

К F = К Fв · К Fх = 1,1· 1,1 = 1,21 ; (58)

Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е б:

Определение коэффициента, учитывающего многопарность зацепления:

Определение коэффициента, учитывающего наклон контактной линии:

Определение эквивалентного числа зубьев:

Y F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y F 1 = 3,70

Y F 2 = 3,6

Вычисление напряжения изгиба:

МПа < [у] F 1 ;

МПа < [у] F 2 ;

7 .4 Выполнение проверочного расчет а на статическую п рочность от действия перегрузок

Определение коэффициента перегрузки:

Определение контактного напряжения:

у Hmax = у H · = 431· = 649 МПа; (66)

Определение изгибных напряжений:

у Fmax 1 = у F 1 · К max = 49 · 2,27 = 111,3 МПа; (67)

у Fmax 2 = у F 2 · К max = 51 · 2,27 = 115,8 МПа. (68)

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у] Hmax = 2,8 · у Т (69)

[у] Fmax = 0,8 · у Т (70)

где у Т - предел текучести материала.

Для колеса у Т = 340 МПа;

[у] H 2 max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у Hmax ;

[у] F 2 max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у F 2 max ;

Условие статической прочности выполняется.

8 . Конструкция и проектный расчет валов

Валы изготавливаем из стали 45. Назначаем термообработку улучшение.

8 .1 Расчет быстроходного вала

Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Такой выбор облегчает установку подшипников и уплотнения на валу. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция быстроходного вала показана на рисунке 4.

Рисунок 4. - Быстроходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. Принимаем d хв1 = 32 мм.

Принимаем длину хвостовика l хв = 80 мм.

Для соединения вала со шкивом ременной передачи используем шпоночное соединение.

Выбираем шпонку 10x8x70 ГОСТ 23360-78.

где h ш - высота шпонки

Принимаем t 1 =5 мм и h ш =8 мм.

d y 1 ?32 + (8 - 5) =35 мм. (73)

Принимаем d y 1 =35 мм под стандартное уплотнение.

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 1 =35 мм. Примем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75.

Определяем диаметр вала под шестерню.

Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 1 .

d ш1 = d n + 2·f + 2 = 35 + 2·2 + 2 = 41 мм, (74)

где f = 2 - размер фаски на внутреннем кольце роликоподшипника серии № 2207 ГОСТ 8328-75.

Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей, повышения жесткости шестерню выполняем вместе с валом

Выполняем фаску на шестерне n = 0,6 мм.

§ Диаметр хвостовика: n6.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Торцов заплечика вала, в которые упираются подшипники:

Rа = 2,5 мкм.

§ Шпоночного паза: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски,радиусы галтелей на валах: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск перпендикулярности торца вала, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 012

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,008

· Допуск соосности посадочной поверхности для шкива, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,030

8 .2 Расчет тихоходного вала

Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция тихоходного вала показана на рисунке 5.

Рисунок 5.- Тихоходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала.

Принимаем d хв2 = 40 мм, согласно выбранной муфте.

Принимаем длину хвостовика l хв = 82 мм, равной длине посадочной поверхности муфты.

Для передачи вращения от хвостовика вала к муфте используем шпоночное соединение.

Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.

Выбираем шпонку 12x8x70 ГОСТ 23360-78.

Находим значение диаметра вала под уплотнение.

где h ш - высота шпонки

t 1 - глубина шпоночного паза на хвостовике.

Принимаем t 1 =5 мм и h ш =12 мм.

d y 2 ?40 + (12 - 5) = 47 мм. (77)

Принимаем d y 2 =48 мм под стандартное уплотнение.

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 2 =50 мм.Принимаем шарикоподшипники легкой серии № 210 ГОСТ 8338-75

Принимаем диаметр вала под колесо. Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 2 .

d к2 = d n 2 + 2·f + 2 = 50 + 2·2 + 2 = 56 мм, (78)

где f = 2,5 - размер фаски на внутреннем кольце радиального шарикоподшипника № 210 ГОСТ 8338-75.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. d к2 = 56 мм.

Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу, используем шпоночное соединение.

Выбираем шпонку 16x10x90 ГОСТ 23360-78.

Определяем параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо.

t 1 = 6,0 мм - глубина шпоночного паза,

b = 16 мм - ширина шпоночного паза.

Определяем значение диаметра заплечика вала.

Из условия, что зубчатое колесо упирается в заплечик вала, выполняем диаметр заплечика вала больше диаметра вала под колесо.

d З2 = d к32 + 2 · f +2 = 56 + 2 · 2 + 2 = 63 мм, (79)

где f = 2 мм - фаска на зубчатом колесе.

Для выхода шлифовального круга изготавливаем канавку

d k = d n 2 -1=50-1=49 мм (80)

§ Диаметр хвостовика: n6.

§ Диаметр под уплотнение: d11.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Диаметр под зубчатое колесо: p6.

§ Под зубчатое колесо: Rа = 0,8 мкм.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Под подшипники: Rа = 1,25 мкм.

§ Под уплотнение: Rа = 0,32 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается зубчатое колесо:

Rа = 3,2 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается левый подшипник:

Rа = 1,6 мкм.

§ Шпоночных пазов: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски, радиусы галтелей: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск перпендикулярности торца вала в месте установки подшипника, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 025 мм.

· Допуск цилиндричности посадочной поверхности вала в месте установки на него зубчатого колеса, чтобы ограничить концентрацию давлений:0,010 мм.

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,005 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,041 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.

9 . Конструирование и расчет размеров зубчатых колес

9.1 Конструирование шеврон ного колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала шестерни оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

d а1 = 73,965 мм,

d f 1 =62,715 мм,

l ст = b 2 +a= 75+38 = 113 мм, (81)

h=2,5m=2,5 2,5=6,25 мм. (82)

9 .2 Конструирование шевронного колеса тихоходного вала

Косозубое колесо изготавливаем свободной ковкой, с последующей токарной обработкой. Для упрощения этих технологических операций выполняем колесо в виде цельного диска.

Устанавливаем колесо на валу посадкой с натягом (H7/p6).

Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию.

Для удобства монтажа шевронного колеса на вал выполняем фаску f = 2,5 мм. На вершинах зубьев принимаем фаску n = 1,25 мм. Ширину канавки определяем в зависимости от модуля m. Принимаем а=38 мм.

Конструкция шевронного колеса показана на рисунке 6.

Выполняем шевронное колесо с симметричной ступицей. Такое технологическое решение придает большую устойчивость колеса на валу и увеличивает жесткость самого вала.

Определяем диаметр ступицы d ст = 1,6·d в =1,6· 56 = 89,6 мм; (83)

Определяем длину ступицы l ст = b 2 +a= 70+38 = 108 мм;

Принимаем l ст = 108 мм;

Определяем толщину диска C=(0,3…0,35)(b 2 +a)=32,4…37,8. (84)

Принимаем С=33мм.

Определяем ширину торцов зубчатого венца: S=2,2m+0,05(b 2 +a)=5,5+5,4=9,9 мм. (85)

Рисунок 6. - Зубчатое колесо: d= мм, d а =186,034 мм, d f =174,784 мм;

§ Диаметр на вал: H7.

§ Диаметр окружности вершин: h9.

§ Ширина шпоночного паза: JS9.

§ Торцов шпоночного паза: Rа = 1,6 мкм.

§ Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 3,2 мкм.

§ Посадочного отверстия: Rа = 1,6 мкм.

§ Торцовой поверхности колеса: Rа = 3,2 мкм.

§ Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 1,25 мкм.

§ Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 6,3 мкм.

· Допуск цилиндричности посадочного отверстия, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений: 0,015 мм.

· Допуск перпендикулярности торцовой поверхности колеса относительно оси вращения: 0,030 мм.

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,040мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,010 мм.

10. Выбор смазочных материалов

Для смазывания деталей редуктора, применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Уровень масла устанавливаем так, чтобы косозубое колесо окуналось в него на высоту зуба.

При окружной скорости колеса тихоходной ступени v = 1,75 м/с, контактных напряжениях у Н = 431 МПа и рабочей температуре

Согласно , при заданной вязкости масла, выбираем его марку:

Определяем уровень масла:

h = (2 ? m … 0,25 ? d 2 T) = (2 ? 2,5 … 0,25 ? 181,034) = 5…45,25 мм; (86)

Принимаем h = 50 мм, для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло.

Рассчитываем объем масляной ванны редуктора:

V = 0,6 P дв = 0,6 7,5 = 4,5 л. (87)

Для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло при габаритных размерах картера:

Длина: 280мм,

Ширина: 125 мм,

и уровне масла h = 50 мм, принимаем объем масла V =1,75 л.

Во избежание утечки масла из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа. Определим толщину крышки: д к =(0,5…0,6) д=(0,5…0,6) 8=4…4,8 мм. Принимаем д к =4 мм. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющую прокладку из прокладочного картона марки А толщиной 1 мм. В крышке отверстия располагаем пробковую отдушину.

Габаритные размеры крышки смотрового окна:

Длина A 1 = 110 мм,

Ширина В 1 = 100мм.

Габаритные размеры смотрового окна:

Длина А = 80 мм,

Ширина В = 70 мм.

Для закрепления крышки используем 4 болта М6х22. .

В боковой части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Параметры пробки принимаем согласно :

d = М16х1,5; D = 26 мм; L = 25 мм; l = 19,6 мм; а = 3 мм.

Контроль за уровнем масла в картере осуществляется жезловым маслоуказателем, который вкручивается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М16.

Для предотвращения протекания масла, плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком.

11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов.

Изготавливаем корпус литьем, из чугуна СЧ 15.

Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.

Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса выполняем смотровое отверстие, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно :

Длина 26 мм,

Диаметр 8 мм,

Конусность 1:50.

Расчет размеров корпуса редуктора.

Толщина стенки крышки и корпуса:

д =0,025 а W +1=0,025 125+1=4,125 мм, (88)

д 1 =0,02 а W +1=0,02 125+1=3,50 (89)

Принимаем толщину стенки корпуса и крышки д = 8 мм.

Определяем толщину фланца крышки и верхнего фланца основания:

b = 1,5 д =1,5 8 = 12 мм; (90)

Определяем толщину нижнего фланца основания:

p = (2,25 ч 2,75) д = (2,25 ч 2,75) 8 = 18 ч 22 мм; (91)

Принимаем p = 20 мм.

Для увеличения жесткости корпуса, под бобышками отливаем ребра жесткости. Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85ч1) д=6,8ч8 мм. (92)

Принимаем 8 мм.

Толщина ребер крышки: m 1 =(0,85ч1) д 1 =6,8ч8 мм. (93)

Принимаем 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов.

d 1 = (0,03ч 0,036) · a w + 12 = (0,03ч 0,036) · 125 + 12 = 15,75 ч 16,5 мм. (94)

Принимаем d 1 = 16 мм.

Диаметр болтов у подшипников.

d 2 = (0,7 ч 0,75)·d 1 = (0,7 ч 0,75)·16 = 11,2 ч 12 мм, (95)

Принимаем d 2 = 12 мм.

Диаметр болтов на фланцах.

d 3 = (0,5 ч 0,6)·d 1 = (0,5 ч 0,6)·20 = 10 ч 12 мм, (96)

Принимаем d 3 = 10 мм.

Принимаем минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.

12 . Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Силы, действующие в зацеплении = Н, = Н, ==982,5 Н. Нагрузка на вал от клиноременной передачи F в =1144 Н. В цилиндрической шевронной передаче силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

=0; - F в + + - R y2

R y 2 = - F в + + =1115-1144+1450=1421 Н.

xoz :

2 участок. 0z 37

При z=37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;

3 участок. 37z 111

При z=37, =64,1 10 3 Н мм;

При z=111, =173364,1 10 3 Н мм;

4 участок. 037

При z " =0, =0;

При z " =37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :

1 участок. 0z 90

F в z ,

При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм;

2 участок. 90z 127

При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм,

При z=127, = - 1144 127+1115 37= - 104 10 3 Н мм;

3 участок. 127z 201

При z=127, = - 1144 127+1115 37 - 982,5 = - 137,9 10 3 Н мм;

При z=201, = - 1144 201+1115 111+725 74 - 982,5 = - 86,4 10 3 Н мм;

4 участок. 0z ? 37

При z " =0, =0,

При z " =37, = - 1421 37= -52,5 10 3 Н мм.

Рисунок 7. - Расчетная схема ведущего вала

Тихоходный вал

Силы, действующие в зацеплении F r =1450 Н, F t =3466 Н, нагрузка на вал от муфты F м =125=125=2219 Н.

Реакции опор:

в плоскости xz :

в плоскости yz :

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz :

1 участок. 0z 75.

При z=75, 10 3 Н мм;

2 участок. 75z 150

При z=75, 10 3 Н мм;

При z=150, 10 3 Н мм;

3 участок. 0z ? 130.

При z " =130, = 10 3 Н мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :

1участок. 0z 75.

При z=75, 10 3 Н мм;

2 участок. 0z ? 75

Рисунок 8. - Расчетная схема ведомого вала

13 . Проверо чный расчет подшипников качения

Назначаем предварительно для быстроходного вала редуктора -подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии 2207 ГОСТ 8328-75, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75.

Расчёт подшипников качения быстроходного вала.

Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2207 ГОСТ 8328-75.

С 0 = 17600 Н;

Суммарные реакции:

= =2061 Н, (97)

= 2241 Н. (98)

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «2» т.к. , то X=1, Y=0.

K н (99)

где V=1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1)

Коэффициент, учитывающий вид работы

K т =1 - температурный коэффициент

К н - коэффициент нагрузки.

Тогда =K н =1 1 2241 1,5 1 0,81=2723 Н

Где р - показатель степени, для роликоподшипников p=10/3

Расчет подшипников качения тихоходного вала

Подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75

С 0 = 19800 Н;

Суммарные реакции:

= Н.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «3» т.к. , то X=1, Y=0.

K н

где V=1, K т =1, К н - коэффициент нагрузки.

=K н =1 1 3727 1,5 1 0,81=4528,3 Н

Условия подбора выполняются. L h =4000 ч.

14 . Конструирование подшипниковых узлов

В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. . Они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники радиальные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. .Они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях.

На быстроходном валу устанавливаем подшипники 2207 ГОСТ 8328-75:

· диаметр установки на вал d п = 35 мм;

· диаметр установки в корпус D = 72 мм;

· ширина В = 17 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 31,9 кН;

· грузоподъемность статическая С 0 = 17,6 кН.

На тихоходном валу устанавливаем подшипники 210 ГОСТ 8338-75:

· диаметр установки на вал d п = 50 мм;

· диаметр установки в корпус D = 90 мм;

· ширина В = 20 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 35,1 кН;

· грузоподъемность статическая С 0 = 19,8 кН.

Подшипники устанавливаем на валы посадкой с натягом. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором, с полем допуска отверстия корпуса - Н7.

Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защитим маслозащитными кольцами.

Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов из чугуна СЧ 15. Крышки выполняем привертными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми армированными манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполняем глухими. Фланец крышки выполняем круглой формы.

Принимаем:

· толщину крышек д = 6 мм;

· размер фаски с = 2 мм;

· крепежные болты М8х25;

· число болтов z = 4;

· диаметр крышки:

Быстроходного вала D = 110 мм;

Тихоходного вала D = 130 мм.

Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.

1 5 . Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа используется муфта. Размер муфты выбираем по диаметру вала и расчётному вращающему моменту.

Согласно :

Т Р = к · Т НОМ = 1,5 · 315,15 = 472 Н·м. (101)

Принимаем для соединения валов муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I2 ГОСТ 21424 - 75.

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н·м,

Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм,

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм,

Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм,

Допускаемая частота вращения n=3600 мин -1 ,

Радиальное смещение - 0,3 мм,

Угловое смещение - 1?.

16 . Расчет валов на усталостную прочность

Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно :

Где S у - запас прочности по нормальным напряжениям;

S ф - запас прочности по касательным напряжениям;

[S] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений.

Принимаем [S] = 2,5.

где у -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений;

К у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

е у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;

в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности.

Принимаем в=0 ,95 .

Ш у - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш у = 0,15. .

у m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений; у m =0, так как F a =0.

у v - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении.

где ф -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений;

К ф - коэффициент концентрации напряжений при кручении

Ш ф - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш ф = 0,1.

ф m и ф v - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;

W к - момент сопротивления сечения кручению;

М к - крутящий момент.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.

Тихоходный вал. Вал изготавливаем из стали 45, назначаем термообработку - улучшение. .

у -1 = 0,43 · 750 = 323 МПа.

ф -1 = 0,58 · 323 = 188 МПа.

Рисунок 9.

Опасными являются сечения:

2-2 , 6-6, 8 - 8 - скругление шпоночного паза;

3-3, 4-4, - галтельный переход;

4-4, - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

5-5 - колесо;

7 - 7 - место установки зубчатого колеса, шпоночный паз;

9 - 9 - канавка.

Сечение 7 - 7.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессованного на вал зубчатого колеса. d=56 мм, b=16 мм, t 1 =6 мм,

Ш в =0,15 , Ш ф =0,1 .

а) Шпоночная канавка: =1,77; .

б)Посадка ступицы колеса с гарантированным натягом:

Сравнивая значения для случая (а) и (б), отмечаем, что наиболее нагружен вал в случае (б). По нему и ведем расчет

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Сечение 4 - 4 .

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

; Ш у =0,15 , Ш ф =0,1 .

Изгибающий момент:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты запаса прочности

Расчёт быстроходного вала (рисунок 13).

Вал изготовлен из стали 45, термообработка улучшение.

Рисунок 10.

Предел прочности стали 45равен .

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у -1 = 0,43 · 750 = 324 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф -1 = 0,58 · 324= 188 МПа.

Опасными являются сечения:

1-1- место установки муфты, шпоночный паз;

2-2 - скругление шпоночного паза;

3-3, 6-6, 10-10 - галтельный переход;

4-4, 12-12 - канавки под упорные кольца;

5-5, 11-11 - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

7-7, 9-9 - полушевроны;

8-8 - проточка между шевронами.

Определяем напряжения, действующие в этом сечении:

Где W и - момент сопротивления сечения изгибу;

М и - изгибающий момент;

Определяем отношение, согласно :

Определяем запас прочности при изгибе:

Определяем касательные напряжения:

Определяем отношение:

Определяем запас прочности при кручении:

Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:

Условия прочности выполняются.

17 . Расчет шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Используем призматические шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.

Напряжения смятия:

Согласно , допускаемое напряжение смятия при стальной ступице = 120 - 140 МПа, и при чугунной = 60 - 80 МПа.

Быстроходный вал:

d ХВ = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП = 70 мм; Т Б = 119500 Н мм; чг = 60 - 80 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка зубчатого колеса:

d В = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t 1 = 6 мм; l ШП =90 мм; Т Т =315150 Н мм; = 100 МПа (материал колеса - сталь 45).

Шпонка муфты:

d ХВ = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП =80 мм; Т Т =315150 Н мм; чг = 60…80 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

Список литературы

1. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с. ISBN 5-7695-1041-2 2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Под ред. С.А.Чернавского. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

3. Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузов/Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа., 2000. - 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9

4. Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ, 1997 - 108 с.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора.

курсовая работа , добавлен 19.02.2015


Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.

курсовая работа , добавлен 22.07.2015


Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

курсовая работа , добавлен 09.01.2009


Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.

курсовая работа , добавлен 17.05.2012


Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.

курсовая работа , добавлен 08.03.2009


Силовой и кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой с цилиндрическими косозубыми колёсами и открытой ременной передач. Выбор смазочных материалов для передач и подшипников. Обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.

курсовая работа , добавлен 14.04.2012


Разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода, валов. Эскизная компоновка редуктора, проверочный расчет.

курсовая работа , добавлен 27.06.2011


курсовая работа , добавлен 09.05.2011


Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.

курсовая работа , добавлен 15.01.2014


Выбор типа ковшей, способов их загрузки и разгрузки, определение конструктивно-кинематических параметров элеватора. Выбор натяжного устройства и типоразмера тягового органа. Кинематический расчет привода. Конструирование корпуса элеватора и рамы привода.