Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Чернігівський державний технологічний університет

Кафедра основ конструювання машин

Курсовий проект з дисципліни Деталі машин

на тему Проектування механізму приводу обертання робота

Виконав: ст. гр. ІМ-082 Славов В.І.

Перевірив: проф. Пилипенко О.І.

Чернігів 2011

1. Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок

1.1 Вибір електродвигуна

1.1.1 Загальний К.К.Д. привода

;

[2], ч.1, с.20, таб.2.1 приймаємо _зач = 0.97;

_ланц = 0.9;

_підш = 0.99.

1.1.2 Необхідна потужність електродвигуна

кВт.

1.1.3 Вибір електродвигуна

По N_необх.= 7.05 кВт, n_с = 3000 хв^-1, згідно [3], ч.1, с.23, таб.2.4,

вибираємо електродвигун 4А112M2УЗ, у якого:

N_пасп.=7,5 кВт;

хв^-1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

4А - трьохфазний асинхронний коротко замкнутий закритий обдуваємий;

112 - висота осі обертання;

М - установочний розмір по довжині станини;

2 - кількість пар полюсів;

УЗ - кліматичне виконання “умеренная зона”.

1.2 Кінематичний розрахунок

1.2.1 Загальне передаточне число

.

1.2.2 Розбивка загального передаточного числа

[3], ч.1, с.31, таб.2.6: U_ред = 3...5, U_ланц = 2...6.

Приймаємо U_ред = 3. Тоді

.

1.2.3 Частоти обертання та кутові швидкості валів

n₁ = n_дв = 2850 хв^-1;

с^-1;

хв^-1;

с^-1;

п₃ = 375 хв^-1;

с^-1.

1.3 Силовий розрахунок привода

1.3.1 Крутні моменти на валах

Н м;

Н м;

;

Н м.

1.3.2 Коефіцієнт перевантаження

2. Розрахунок редуктора

2.1 Вибір матеріалів зубчатих коліс і розрахунок допустимих контактних напружень

2.1.1 Вибір матеріалів

Для кращого припрацювання зубців коліс необхідно матеріал шестерні вибирати твердіше матеріалу колеса.

.

[3], ч.1, с.153, таб.6.14:

шестерня: Сталь 50 покращена: HB₁ = 228…255;

_В1 = 700-800 МПа;

_Т1 = 530 МПа;

колесо: Сталь 50 нормалізована: HB₂ = 179…228;

_В2 = 640 МПа;

_Т2 = 350 МПа;

Приймаємо HB₁ = 228 і HB₂ = 179.

2.1.2 Границі контактної витривалості поверхонь зуба, що відповідають базовому числу циклів навантаження

; [3], ч.1, с.154, таб. 6.15;

МПа;

МПа.

2.1.3 Базове число циклів зміни напружень

[3], ч.1, с.131, рис.6.21:

; .

2.1.4 Еквівалентне число циклів зміни напружень

c = 1; ;

год.;

год.;

год.

;

.

2.1.5 Коефіцієнти довговічності

.

, приймаємо k_HL1 = 1;

, приймаємо k_HL2 = 1;

2.1.6 Границі контактної витривалості поверхонь зуба, що відповідає еквівалентному числу циклів навантажень

МПа;

МПа.

2.1.7 Коефіцієнти безпеки

[3], ч.1, с.132: - для зубчастих коліс з нормалізованих, покращених та об'ємнозагартованих сталей.

2.1.8 Допустимі контактні напруження

МПа;

МПа.

2.2 Проектний розрахунок на контактну міцність

2.2.1 Коефіцієнт ширини колеса

.

По [3], ч.1, с.151, таб.6.8 приймаємо .

2.2.2 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині зуба

По [3], ч.1, с.108, рис.6.11 приймаємо .

2.2.3 Орієнтовне значення міжосьової відстані

мм;

[3], ч.1, с.109: k_a=430 МПа^1/2.

.

2.2.4 Визначення ширини зубчатих коліс і вибір модуля зачеплення

мм.

По [5], т.1, с.481 приймаємо по ряду Ra40: a_w = 75 мм, b_w = b₁ =b₂ = 45 мм.

мм. По [3], ч.1, с.110 приймаємо m = 2 мм.

[3], ч.1, с.152, таб.6.9:

Приймаємо

.

2.2.5 Визначаємо числа зубців коліс

.

Приймаємо cos = 0.7, = 53

. Приймаємо z₁ = 13.

. Дійсне передаточне число

2.2.6 Визначення діаметрів коліс

Згідно [3], ч.1, с.96, таб.6.1:

Початкові діаметри:

мм;

мм.

Діаметри ділильних кіл:

мм;

мм.

Діаметри виступів та впадин:

мм;

мм;

мм;

мм.

2.2.7 Колова швидкість

.

2.2.8 Коефіцієнт перекриття

Торцевого:

;

Осьового:

;

мм.

2.2.9 Степінь точності

Згідно [3], ч.1, с.151, таб.6.7 приймаємо степінь точності n = 8.

Згідно [3], ч.1, с.106 приймаємо спряження - В

2.3 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість

2.3.1 Коефіцієнти z_н, z_м,z.

z_н - коефіцієнт, що враховує форму спряжень зубців

Згідно [3], ч.1, с.109:

z_м - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу коліс

МПа^1/2;

z - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній

2.3.2 Вихідна розрахункова колова сила

Н.

2.3.3 Коефіцієнти, що враховують нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба та розподілу навантаження між зубцями

;

[3], ч.1, с.108, рис.6.11: ;

[3], ч.1, с.111, рис.6.13: .

2.3.4 Коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні

;

2.3.5 Питома розрахункова колова сила

Н/мм.

2.3.6 Розрахункове контактне напруження

МПа.

2.3.7 Перевірка умови міцності

;

.

Умова міцності виконується

2.4 Перевірочний розрахунок на витривалість при згині зуба

2.4.1 Вихідна розрахункова колова сила

Н.

2.4.2 Коефіцієнти форми зуба

[3], ч.1, с.113, рис.6.14:

Приймаємо

; .

2.4.3 Коефіцієнт, що враховує перекриття зубців

;

2.4.4 Коефіцієнт нахилу зуба

.

2.4.5 Питома розрахункова колова сила

.

При : .

[3], ч.1, с.108, рис.6.11: при приймаємо .

,

; [3], ч.1, с.114;

g₀=56; [3], ч.1, с.152, таб.6.11.

2.4.6 Розрахункові напруження на перехідних поверхнях зубців

МПа;

МПа.

2.4.7 Допустимі напруження для розрахунку на витривалість при згині

;

[3], ч.1, с.154, таб.6.16;

;

МПа;

МПа.

[3], ч.1, с.134: .

- коефіцієнт що враховує наявність реверсу.

[3], ч.1, с.134: .

2.4.8 Базові та еквівалентні числа циклів зміни напружень

[3], ч.1, с.134:

.

;

.

2.4.9 Коефіцієнт довговічності

, приймаємо

приймаємо .

2.4.10 Границі витривалості зубців при згині, що відповідає еквівалентному числу циклів зміни напружень

МПа;

МПа.

2.4.11 Допустимі напруження для розрахунку на витривалість при згині

МПа;

МПа.

2.4.12 Перевірка умови міцності при згині

МПа;

МПа.

Умова міцності виконується.

2.5 Перевірочний розрахунок зубців при перевантаженні

2.5.1 Максимальні контактні та згині напруження

МПа;

МПа.

2.5.2 Допустимі напруження при перевантаженнях

Згідно [3], ч.1, с.135:

МПа;

МПа.

2.5.3 Перевірка умови міцності при перевантаженні

;

Умова міцності виконується.

3. Розрахунок і конструювання валів

3.1 Попередній розрахунок валів

3.1.1 Діаметри валів під підшипники з розрахунку на кручення при понижених допустимих напруженнях

.

[3], ч.2, с.53: МПа Сталь 45.

мм;

Приймаємо згідно [3], ч.2, с.53 d_п1 = 20 мм.

Приймаємо згідно [3], ч.2, с.53 d_п2 = 30 мм.

3.1.2 Конструювання валів

а) ведучий вал;

;

так як , то шестерня нарізається на ведучому валу. Таким чином шпонку, буртик, кільце для шестерні не використовують.

d_ш = d_п1 + 5 мм = 20 + 5 = 25 мм; d_к1 = d_п1 - 5 мм = 20 - 5 = 15 мм;

Згідно [3], ч.2, с.61 , , с = 1.5 мм.

l = lмат + 2 · х + W = 45 + 2 · 10 + 35 = 100 мм.

; , приймаємо .

Згідно [3], ч.2, с.65, таб.3.4: W = 25…50 мм, приймаємо W = 35 мм.

Згідно [3], ч.2, с.65, таб.3.4: l1 = f_{неменее} = 45….65 мм, приймаємо l1 = 55 мм.

Рисунок 2 Ведучий вал

б) ведений вал

Рисунок 3 Ведений вал

l=100 мм; W=35 мм

Згідно [3], ч.2, с.65, тб. 3.4 l₂=55..75 мм, приймаємо l₂=65 мм

d_кол = d_п2 +5 мм = 30+5 = 35 мм.

d_К2= d_П2-5 мм = 30-5 = 25 мм

Перша ескізна компоновка редуктора.

4. Розрахунок ланцюгової передачі

Т₂ = 67.36 Нм; n₂ = 950 хв^-1; Uл = 2.37.

4.1 Вибір числа зубців ведучої зірочки

Згідно [3], ч.1, с.67:

, .

z3 = 29 - 2 · Uл = 29 - 2 · 2.37 = 24.26.

Приймати треба число зубів ціле непарне, а ланок ланцюга - ціле парне. Згідно [3], ч.1, с.76, таб.4.5: z = 27…25, при Uл = 2.37. Приймаємо .

4.2 Число зубців веденої зірочки

z₄ = z₃ · Uл = 25 · 2.37 = 59.25. Приймаємо z₄ = 59.

4.3 Уточнення передаточного числа

. .

4.4 Визначення кроку ланцюга

мм.

m - число рядів. [3], ч.1, с.73, тaб.4.1 приймаємо t = 25.4 мм.

Таблиця А

V,	0.1	0.4	1.0	2.0	4.0	6.0	8.0	10.0
[p],МПа	32	28	25	21	17	14	12	10

Попередньо приймаємо орієнтовне значення тиску в шарнірах в залежності від колової швидкості в редукторі. Приймаючи V = 5.62 м/с, по таблиці А [p]=14 МПа.

, де

- спокійне навантаження;

- вплив міжосьової відстані ланок;

- вплив кута нахилу;

- спосіб регулювання натягу;

- спосіб змащування - періодичний;

- змінність роботи.

4.5 Швидкість ланцюга

4.6 Уточнення значення допустимого тиску

По таблиці А V = 10.05 м/с, [p]=10 МПа.

4.7 Перевірка розрахункового тиску в шарнірах

4.8 Остаточний вибір ланцюга

Згідно [3], ч.1, с.73, таб.4.1 по ГОСТ-13568-75 приймаємо ланцюг ПР-25.4-5670.

Q = 56700 Н - руйнівне навантаження;

q = 2.6 кг.

4.9 Геометричні параметри ланцюгової передачі

, приймаємо , ланок.

а = 30 · t = 30 · 25.4 = 762 мм.

.

Приймаємо ланок.

; z_У = z₃ + z₄ = 25 +59 = 84.

L = L_t · t = 104 · 25.4 = 2641.6 мм.

4.10 Перевірка ланцюга по числу ударів

. Згідно [3], ч.1, с.79, тaб.4.9.

4.11 Коефіцієнт запасу міцності ланцюга

.

Н; мм.

Fв = q · V ² = 2.6 · 10.05 ² = 262.6 H.

F_f = 9.81 · K_f · q · a = 9.81 · 6 · 2.6 · 10 ^-3 · 762 = 116.61 Н;

- коефіцієнт провисання.

.

[3], ч.1, с.79, тaб.4.10.

5. Розрахунок сил, що діють на вали

5.1 Додаткове навантаження від не зрівноваженості колової сили муфти

Н.

[3], ч.1, с.28, тaб.2.5: мм.

5.2 Колова сила в шевронному зачепленні

Н.

5.3 Радіальна сила в зачепленні

Н.

5.4 Навантаження, що згинає ведений вал від ланцюгової передачі

Q_В = К_в · F_t = 1.15 · 663 = 762.45 Н.

Згідно [3], ч.2, с.49: .

6. Розрахунок на втомну міцність веденого вала

електродвигун редуктор вал кінематичний

Рисунок 4 Розрахункова схема та епюри згинаючих моментів

6.1 Реакції опор та згинаючі моменти у вертикальній площині ведучого вала

; ; Н.

; ; Н.

:

M_y(z₁)= Ay · z₁

0 < z₃ < 55

M_y(z₃)= 0

M_y (0) = 0;

M_y (55) = 0.

6.2 Реакції опор та згинаючі моменти у горизонтальній площині ведучого вала

; ;

Н.

; ;

Н

0 < z₁ < 0.05

M_x(z₁)= -Ax H z₁

M_x(0) = -Ax H 0 = 0; M_x (0.05) = -Ax H 0.05 = -683.33 H 0.05 =-34.17 Нм

0.05 < z₂ < 100

M_x(z₂ )= -Аx Hz₂ + F_t2.1(z₂ - 0.05)

M_x (0.05) = -Ax H 0.05+ F_t2.1(0.05 - 0.05) = -683.33 H 0.05+0 = -34.17 Hм;

M_x (0.100) = -Аx H 0.100 + F_t1.2 H(0.100-0.05) = -683.33 H0.100 + 1285.49 H 0.05 = -4.06Нм;

6.3 Реакції опор та згинаючі моменти у вертикальній площині веденого вала

; ;

Н.

; ;

Н.

:

6.4 Реакції опор та згинаючі моменти у горизонтальній площині веденого вала

;

;Н

; ;

Н.

0 < z₃ < 0.065

M_x(z₃)=0

M_x(0) =М_х(0.065)= 0.

6.5 Сумарні згинаючі моменти в небезпечних перерізах веденого вала

6.6 Напруження згину і кручення в небезпечних перерізах

1 переріз:

МПа;

МПа;

2 переріз:

МПа;

МПа.

6.7 Границі витривалості при згині і крученні

Згідно [3], ч.2, с.65, таб.3.5 для Сталі 45:

МПа; МПа.

6.8 Коефіцієнти

1 переріз:

[3], ч.2, с.66, таб.3.6: ; ;

[3], ч.2, с.68, таб.3.7:_е_у = 0.86; е_ф = 0.79;

[3], ч.2, с.65, таб.3.5: ; .

2 переріз:

[3], ч.2, с.66, таб.3.6: при ; k_у = 1.85; k_ф = 1.40;

[3], ч.2, с.68, таб.3.7: е_у = 0.86; е_ф = 0.79;

[3], ч.2, с.65, таб.3.5: ; .

6.9 Запаси втомної міцності в небезпечних перерізах

1 переріз:

;

;

згідно [3], ч.2, с.55.

2 переріз:

;

;

згідно [3], ч.2, с.55.

7. Розрахунок та вибір підшипників

7.1 Ведучий вал

7.1.1 Еквівалентне динамічне навантаження

;

згідно [3], ч.2, с.99.

Н;

Н;

Приймаємо Н.

Згідно [3], ч.2, с.137, таб.5.16 - спокійне навантаження;

- Т < 125.

Приведене еквівалентне навантаження:

Н.

7.1.2 Довговічність підшипників

Попередньо приймаємо:

Згідно [3], ч.2, с.141, таб.5.23 або [3], ч.2, с.148, тб.5.28 по d_п1 = 20мм №104 С = 7360 Н.

. Згідно [3], ч.2, с.163, таб.5.38:

по

№1000904 С = 5140 Н.

. Згідно [3], ч.2, с.163, таб.5.38:

по

7.2 Ведений вал

7.2.1 Еквівалентне динамічне навантаження

Н;

Н;

Приймаємо Fr = Frc = 1678.51 Н.

Приведене еквівалентне навантаження:

Н.

7.2.2 Довговічність підшипників

Попередньо приймаємо:

Згідно [3], ч.2, с.141, таб.5.23 або [3], ч.2, с.148, таб.5.28 по d_п2 = 30 мм ; №106 Н. С = 10400 H.

. Згідно [3], ч.2, с.163, таб.5.38:

по

8. Вибір муфти

8.1 Вибір типу і розмірів муфти

Вибираємо по ГОСТ 21424-75 МУВП (муфта упругая втулочно-пальцевая).

Згідно [3], ч.1, с.28, таб.2.5:

З п.3.1.2.а) dk1 = 15 мм; lk = 37 мм.

Оскільки в стандарті немає муфти, яка б з'єднувала діаметри 32 і 20, тому вибираємо одну півмуфту по більшому діаметру.

Згідно [3], ч.2, с.208, таб.6.13 вибираємо:

Згідно [3], ч.2, с.210, тб.6.14 вибираємо:

Рисунок 5 Муфта пружна втулково-пальцева

Другу півмуфту беремо з укороченою маточиною l = lk = 37 мм і зменшеною обточкою маточини dм = 1.7dk1 = 1.7 H 15 = 25.5 мм. Згідно [3], ч.2, с.208, таб.6.13 приймаємо dм = 30 мм.

Всі інші розміри цієї півмуфти вибираємо по мм.

8.2 Перевірочний розрахунок деталей муфти

8.2.1 Перевірочний розрахунок пальця на згин

Згідно [3], ч.2, с.189.

мм.

Умова міцності виконується.

8.2.2 Перевірочний розрахунок втулки на зминання

Згідно [3], ч.2, с.189.

Умова міцності виконується.

9. Вибір і перевірка шпоночних з'єднань

9.1 Ведучий вал

Згідно [3], ч.2, с.78, таб.4.1 по d_k1 = 15 мм

приймаємо b x h = 5 x 5; t₂ = 2.3 мм.

L_ш1 = l_k - 5 мм = 37-5 = 32 мм.

Приймаємо L_ш1 = 32 мм.

МПа.

L_p1 = l_ш1 - b = 32 - 5 = 27 мм.

9.2 Ведений вал

Для колеса.

Згідно [3], ч.2, с.78, таб.4.1 по d_кол=35мм. Рисунок 6 -Шпонкове з'єднання

lp₂ = lш2 - b = 40 -10 = 30 мм.

Умова міцності виконується.

lш₂ = b₂ - 5 мм = 45 -5 = 40 мм.

Приймаємо lш2 = 40 мм.

b x h = 10 x 8; t₂ = 3.3 мм.

Для зірочки.

Згідно [3], ч.2, с.78, таб.4.1 по d_к2 = 25 мм

приймаємо b x h = 8 x 7; t₂ = 2.8 мм.

Lш₃ = b_зір. - 5 мм = 50 - 5 = 45мм.

Lp₃ = lш₃ - b = 45 - 8 = 37 мм.

Умова міцності виконується.

10. Вибір системи змащення

10.1 Змащування зубчастого зачеплення

Картерне змащування здійснюється зануренням зубчастого колеса на 3...4 модуля, але не менше ніж на 10 мм. При глибина занурення . При глибина занурення .

При V = 5.62 глибина занурення

.

10.1.1 Об'єм мастила

л.

Отриманий об'єм мастила в результаті розрахунків ( 3 л), не відповідає об'єму мастила, який вийшов при проектуванні редуктора ( ~1 л ). В результаті приймаємо Q= 1 л.

10.1.2 Вибір мастила

Згідно [3], ч.2, с.130, таб.5.10 вибираємо турбінне масло Т_57.

10.2 Змащення підшипників

При - змащення розбризкуванням.

При - консистентне змащення.

Вибираємо змащення розбризкуванням.

10.2.1 Конструювання підшипникових вузлів

Конструкцію підшипникових вузлів вибираємо згідно [3], ч.2, с.112-122.

11. Конструювання корпусів редукторів

Конструкцію корпусів редукторів вибираємо згідно [3], ч.2, с.155, таб.6.18 або [3], ч.2, с.146, рис.6.34.

12 Конструювання фундаментної плити або рами.

Конструкцію рами вибираємо згідно [6], с.22, лист 11.

Размещено на Allbest.ru

...