Методические указания для выполнения курсового проекта и контрольных работ

Махов А.А.

Основы проектирования и конструирования

Методические указания для выполнения курсового проекта и контрольных работ

по дисциплине

«Основы проектирования и конструирования»

 

г. Егорьевск 2016

 

Разработчик: А.А. Махов, ктн, доцент кафедры ТАП

 

 

Методические указания обсуждены и одобрены на заседании учебно-методической (УМГ) группы кафедры технологий автоматизированного производства (протокол № 1 от 07.11.2016)

 

 

Председатель УМГ кафедры ТАП ________ А.А. Махов

 

 

Методические указания предназначены для выполнения контрольных работ по дисциплине «Основы проектирования и конструирования» для студентов-бакалавров очной, заочной и дистанционной форм обучения по направлениям «Автоматизация технологических процессов и производств», «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств». Также, методические указания могут быть использованы для самостоятельной работы студентов при выполнении курсового проекта по дисциплинам «Детали машин и основы конструирования» и «Основы проектирования и конструирования».

 

Содержание

	Стр.
Введение
Задания на контрольные работы и курсовой проект
Общие указания к выполнению контрольных работ и курсовому проекту
1. Кинематический расчет привода (задача 1)
1.1 Общие сведения о механических передачах
1.2 Общие сведения об электродвигателях
1.3 Выбор электродвигателя
1.4 Кинематический расчет привода
1.5 Пример расчета
2. Расчет передачи (задача 2)
2.1 Порядок расчета закрытых зубчатых передач
2.1.1 Порядок расчета цилиндрической прямозубой передачи
2.1.2 Порядок расчета цилиндрической косозубой передачи
2.1.3 Порядок расчета шевронных передач
2.1.4 Порядок расчета зубчатых передач с коническими прямозубыми колесами
2.2 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
2.3 Расчет допускаемых напряжений
2.4 Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
2.5 Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи
2.6. Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
2.7 Силы в зацеплении
2.8 Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
2.9 Расчет закрытой червячной передачи
2.10 Пример расчета закрытой косозубой передачи
3. Конструирование и расчет валов (задача 3)
3.1 Общие сведения
3.2 Выбор материала вала
3.3 Ориентировочный расчет валов
3.4 Конструирование вала
3.5 Проверочный расчет вала
3.5.1 Составление расчетной схемы вала
3.5.2 Определение реакции подшипников и построение эпюр моментов
3.5.3 Расчет вала на статическую прочность
3.5.4 Расчет вала на усталостную прочность
3.6 Пример проектирования и расчета вала
4. Расчет подшипников качения (задача 4)
4.1 Общие сведения о подшипниках качения
4.2 Проверка и подбор подшипников по статической грузоподъемности
4.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности для предупреждения усталостного разрушения
4.4 Расчет подшипников качения на долговечность
4.5 Пример расчета подшипников качения
Рекомендуемая литература
Приложения
Таблица П1 – Коэффициенты полезного действия различных механических передач
Таблица П2 - Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые серии 4А, закрытые, обдуваемые, с высотой оси вращения 50…250 мм (по ГОСТ 19523-81)
Таблица П3 - Механические характеристики сталей
Таблица П4 – Усталостная прочность сталей
Таблица П5 – Коэффициенты эквивалентности
Таблица П6 – Рекомендуемые степени точности зубчатых передач
Таблица П.7 - Значения коэф. KHV и KFV
Таблица П.8 – Знач. коэф. KHa и KFa
Таблица П9 - Коэффициент формы зуба YF
Приложение П10 - Материалы венцов червячных колес
Таблица П11 - Материалы червяков и термообработка
Приложение П12 - Динамические коэффициенты KHV для черв. передач
Таблица П13 – Коэффициенты деформации червяка
Таблица П14 – Коэффициент формы зуба для червячных колес
Таблица П15 – Основные размеры призматических шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360-78
Таблица П16 – Основные размеры сегментных шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ24071-80
Таблица П17 – Коэффициенты концентрации напряжений ks и kt в сечениях валов
Таблица П18 – Масштабные коэффициенты es и et
Таблица П19 – Коэффициенты радиальной X0 и осевой Y0 статической нагрузки подшипников
Таблица П20 – Коэффициенты радиальной X и осевой Y динамической нагрузки подшипников
Таблица П.21 – Рекомендуемые коэффициенты безопасности (при расчете подшипников качения)
Таблица П22 – Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)
Таблица П23 – Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные (ГОСТ 831-75)
Таблица П24 – Подшипники роликовые конические однорядные (ГОСТ 27365-87)

Введение

Целями освоения дисциплины «Основы проектирования и конструирования» являются:

· формирование у студентов знаний основ теории, расчёта, конструирования деталей и узлов машин, разработки и оформления конструкторской документации;

· активно закрепить, обобщить, углубить и расширить знания, полученные при освоении базовых дисциплин, приобрести новые компетенции и сформулировать умения и навыки, необходимые для изучения специальных дисциплин.

Особенностью курса является большой типаж изучаемых конструкций при общности расчётов по основным определяющим критериям. В курсе также кратко рассматриваются основы современных технологий проектирования машин, предполагающих использование математических моделей, реализованных на ЭВМ, включая разработку рабочей документации в среде конструкторских САПР и систем CAD/CAM/CAE.

 

Задачи дисциплины:

К задачам изучения дисциплины «Основы проектирования и конструирования», в соответствии с требованиями к компетенциям бакалавра, относятся:

· дать сведения по методам схемного, кинематического и силового анализа и синтеза механизмов;

· научить основным методам проектирования простых механических агрегатов, в том числе с применением твёрдотельного моделирования в CAD – среде, расчётным методам определения прочностной надёжности типовых деталей, сборочных единиц и узлов машин.

 

Задания на контрольные работы и курсовой проект

Контрольная работа № 1

Вариант контрольного задания определяется по номеру фамилии студента в списке группы.

 

Задача 1. Привод (рис.1) состоит из электродвигателя мощностью, редуктора и внешней цепной (или ременной) передачи. Причем известна мощность и частота вращения на выходе (P_вых, кВт и n_вых, об/мин ) – см. табл. 1. Требуется выбрать электродвигатель и выполнить кинематический расчет привода, при этом рассчитать:

а) угловые скорости w_i и частоты вращения n_i валов;

б) передаточные числа (редуктора, внешней передачи и общий);

в) общий КПД привода h;

г) крутящие моменты T_i для всех валов.

Задача 2. По результатам первой задачи рассчитать основные параметры зубчатой или червячной нереверсивной передачи общего назначения с ресурсом работы t=20000 ч.

 

Контрольная работа № 2

 

Задача 3. Исходя из решения первой и второй задач, выполнить эскизную компоновку редуктора и определить основные размеры одного из валов, выполнить уточненный проверочный расчет вала на усталостную прочность.

Задача 4. Для спроектированного в задаче 3 вала выбрать подшипники качения и провести их проверочный расчет.

 

Курсовой проект

 

Вариант задания определяется по номеру фамилии студента в списке группы.

 

Согласно варианту задания (см. табл. 1, рис. 1) проектировать привод, состоящий из электродвигателя, закрытой (одноступенчатый редуктор) и открытой передачи. При этом:

1. Выбрать электродвигатель и провести кинематический расчет.

2. Провести проектировочные расчеты механических передач.

3. Выполнить первый этап компоновки редуктора

4. Спроектировать и рассчитать валы.

5. Подобрать и рассчитать подшипники качения.

6. Выполнить расчет соединений (шпоночных, шлицевых, резьбовых).

7. Выполнить тепловой расчет редуктора (для червячных передач).

8. Выбрать сорт масла и систему смазки.

9. Выбрать допуски и посадки.

10. Вычертить сборочный чертеж редуктора (формат А1).

11. Вычертить чертежи 3-ех деталей (вал, зубчатое колесо, фланец или др.)

12. Составить спецификацию на редуктор.

 

 

Таблица 1 – Варианты заданий

 

№ варианта	№ кинематической схемы по рис. 1	Мощность на выходе Рвых, кВт	Частота вращения на выходе nвых, об/мин
		3, 2
		4, 0
		3, 5
		3, 6
		1, 9
		2, 8
		2, 6
		3, 3
		3, 0
		4, 7
		3, 6
		2, 0
		6, 4
		8, 5
		9, 8
		4, 4
		8, 6
		3, 7
		3, 2
		2, 6
		2, 1
		2, 9
		2, 4
		5, 5
		4, 2
		3, 8
		3, 2
		4, 6
		6, 2
		5, 6
		5, 0
		6, 0
		4, 0
		7, 0
		3, 0

 

 

Рисунок 1– Варианты кинематических схем приводов

 

Расчет передачи (задача 2)

 

2.1 Порядок расчета закрытых зубчатых передач

Проектный расчёт

Основной габаритный размер передачи − делительный диаметр колеса по внешнему торцу − рассчитывают по формуле:

, ( 2.30 )

где Е_пр − приведённый модуль упругости, для стальных колёс МПа;

T₂ − вращающий момент на валу колеса, Н× мм;

− коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяют по графикам на рис. 2.6.

К_be − коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, К_be = b_w / R_e. Рекомендуют принять . Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс, когда H₁ и H₂ > 350 HB или V > 15 м/с.

 

Рисунок 2.6 – Кривые коэффициентов неравномерности нагрузки KHb для конических передач

Наиболее распространено в редукторостроении значение К_be = 0, 285, тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид

, ( 2.31 )

где u_p– расчетное передаточное число конической передачи, или u_p = z₂ / z₁.

 

Геометрический расчёт

Определяют делительный диаметр шестерни по внешнему торцу
.

Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям, представленным на рис. 2.7.

 

Рисунок 2.7 – Рекомендуемые значения

 

По значению определяют число зубьев шестерни:

при Н₁ и ,

при и ,

при Н₁ и .

Вычисленное значение z₁ округляют до целого числа.

Определяют число зубьев колеса .

Вычисленное значение округляют до целого числа. После этого необходимо уточнить:

- передаточное число передачи , ( 2.32 )

- угол делительного конуса колеса , ( 2.33 )

- угол делительного конуса шестерни , ( 2.34 )

- внешний окружной модуль . ( 2.35 )

Можно (но не обязательно) округлить m_e до стандартного значения m_eф по ряду модулей: 1, 5; 2; 2, 5; 3; 4; 5; 6; 8; 10. Тогда после этого уточняют величины диаметров и .

Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи:

. ( 2.36 )

Рабочая ширина зубчатого венца колеса определяют как .

Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба

. ( 2.37 )

При этом найденное значение m_m не округляют!

Рассчитывают внешнюю высоту головки зуба . ( 2.38 )

Внешнюю высоту ножки зуба определяют как . ( 2.39)

Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле:

. ( 2.40 )

Угол ножки зуба рассчитывают по формуле:

. ( 2.41 )

Проверочный расчёт

При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия

, ( 2.42 )

где E_пр − приведённый модуль упругости, для стальных колёс МПа;

− вращающий момент на шестерне, Н× мм;

− коэффициент расчётной нагрузки, ; коэффициент концентрации нагрузки найден ранее по графикам рис. 2.6.

− коэффициент динамической нагрузки, находят по табл. П7 с понижением на одну степень точности против фактической, назначенной по окружной скорости в соответствии с рекомендациями (табл. П6);

− делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба,

;

− угол зацепления, =20°.

Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам:

( 2.43 )

, ( 2.44 )

где − окружное усилие в зацеплении, Н, ; ( 2.45)

− коэффициент расчётной нагрузки, . Здесь , а определяют по приложению П7 с понижением точности на одну степень против фактической.

− коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса, находят по табл. П.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс

. ( 2.46 )

 

Силы в зацеплении

Рисунок 2.8– Силы в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

, ( 2.47 )

где ( 2.48 )

Осевая сила на шестерне:

прямозубой

; ( 2.49 )

с круговым зубом

. ( 2.50 )

Радиальная сила на шестерне:

прямозубой

; ( 2.51 )

с круговым зубом

. ( 2.52 )

Осевая сила на колесе:

. ( 2.53 )

Радиальная сила на колесе:

. ( 2.54 )

Коэффициенты и :

; ( 2.55 )

. ( 2.56 )

 

2.9 Расчет закрытой червячной передачи

 

Выбор материала червяка

Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (приложение П11). С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости HRC, шлифование и полирование витков червяка. Для особо ответственных передач применяются цементированные червяки, которые обеспечивают наилучшую стойкость передачи. Азотированные червяки требуют только полирования (без шлифования).

Термообработку – улучшение с твердостью НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы (в основном с архимедовыми червяками).

 

Допускаемые напряжения

I группа материалов

Допускаемые контактные напряжения:

. ( 2.58 )

Допускаемое напряжение (МПа) при числе циклов перемены напряжений, равном 10⁷:

. ( 2.58 )

Коэффициент 0, 9 – для червяков с твердыми ( 45 HRC) шлифованными и полированными витками, 0, 75 – для червяков при твердости 350 HB; принимают по приложению П10.

Коэффициент долговечности:

, ( 2.59 )

при условии . Здесь – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если , то принимают .

Суммарное число циклов перемены напряжений:

, ( 2.60 )

где – время работы передачи, ч.

Значения коэффициента эквивалентности для типовых режимов нагружения (рис. 2.2) приведены в приложении П5.

Коэффициент учитывает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости скольжения:

, м/с
	1, 33	1, 21	1, 11	1, 02	0, 95	0, 88	0, 83	0, 80

или по формуле .

 

II группа

Допускаемые контактные напряжения:

. ( 2.61 )

Здесь = 300 МПа для червяков с твердостью на поверхности витков HRC; = 250 МПа для червяков при твердости 350 HB.

 

III группа

Допускаемые контактные напряжения:

. ( 2.62 )

Примечание: Для всех червячных передач (независимо от материала венца колеса) при расположении червяка вне масляной ванны значения нужно уменьшить на 15%.

 

Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса:

. ( 2.63 )

Коэффициент долговечности:

. (2.64 )

Здесь – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если , то принимают . Если , то принимают .

Суммарное число циклов перемены напряжений – по формуле (2.60).

Значение коэффициентов эквивалентности для типовых режимов нагружения (рис. 2.2) приведены в приложении П5.

Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов:

групп I и II

; ( 2.65 )

группы III

, ( 2.66 )

где – предел прочности при изгибе, МПа (обычно в 1, 5…2, 2 раза больше ).

Примечание: Если передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение нужно уменьшить на 25%.

Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов:

группы I

; ; ( 2.67 )

группы II

; ; ( 2.68 )

группы III

; . ( 2.69 )

 

Основные параметры передачи

Межосевое расстояние, мм:

, (2.70 )

где = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;

= 530 для нелинейчатых червяков;

– коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме нагружения = 1; при переменном – .

Начальный коэффициент концентрации нагрузки находят по графику (рис. 2.9), для этого определяют число витков z₁ червяка в зависимости от передаточного числа:

u	до 14	свыше 14 до 30	свыше 30

 

Рисунок 2.9 - Начальный коэффициент концентрации нагрузки

 

Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону: для стандартной червячной пары – до стандартного числа из ряда (мм): 40, 50, 63, 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500; для нестандартной – до числа из ряда нормальных линейных размеров (по ГОСТ 6636-69).

Число зубьев колеса:

. ( 2.71 )

Оптимальное значение 40…60.

Модуль передачи:

; ( 2.72 )

Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного значения (по ГОСТ 16672-74 и ГОСТ 2144-76):

1-й ряд – 2, 5; 3, 15; 4; 5; 6, 3; 8; 10; 12, 5; 16; 20; 25

2-й ряд – 3; 3, 5; 6; 7; 12; 14

1-й ряд следует предпочитать 2-му.

Коэффициент диаметра червяка:

. ( 2.73 )

Полученное значение q округляют до ближайшего стандартного (по ГОСТ 2144-76):

1-й ряд – 6, 3; 8; 10; 12, 5; 16; 20;

2-й ряд – 7, 1; 9; 11, 2; 14; 18.

1-й ряд следует предпочитать 2-му. По ГОСТ 16672-74 допускается также применять q = 7, 5 и 12. Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка .

Коэффициент смещения:

. ( 2.74 )

Если по расчету коэффициент смещения > 1, 0, то изменяют , , или q.

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре:

; ( 2.75 )

на начальном цилиндре:

. ( 2.76 )

Фактическое передаточное число:

. ( 2.77 )

Полученное значение не должно отличаться от заданного более чем на: 5% – для одноступенчатых и 8% – для двухступенчатых редукторов.

 

Размеры червяка и колеса (рис. 2.10)

Диаметр делительный червяка:

; ( 2.78 )

диаметр начальный:

; ( 2.79 )

диаметр вершин витков:

; ( 2.80 )

диаметр впадин:

. ( 2.81 )

Длина нарезанной части червяка при коэффициенте смещения :

. ( 2.82 )

При положительном коэффициенте смещения ( ) червяк должен быть несколько короче. В этом случае размер , вычисленный по формуле (2.82), уменьшают на величину . Во всех случаях значение затем округляют в ближайшую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров (по ГОСТ 6636-69).

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину увеличивают: при m < 10 мм – на 25 мм; при m = 10…16 мм – на 35…40 мм.

Рисунок 2.10 - Размеры червяка и червячного колеса

 

Диаметр делительный червячного колеса:

; ( 2.83 )

диаметр вершин зубьев:

; ( 2.84 )

диаметр впадин:

; ( 2.85 )

диаметр колеса наибольший:

, ( 2.90 )

где – для передач с эвольвентным червяком; – для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.

Ширина венца:

, ( 2.91 )

где при = 1 и 2; при = 4.

 

Тепловой расчет

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность на червяке, Вт:

. ( 2.103 )

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

. ( 2.104 )

Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором:

, (2.105 )

где – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; °С – максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).

Поверхность охлаждения корпуса (м²) равна сумме поверхности всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно взять по эскизному проекту (см. ниже). Приближенно площадь (м²) поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния:

, мм
, м2	0, 16	0, 24	0, 35	0, 42	0, 53	0, 65	0, 78	0, 95	1, 14	1, 34

 

Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи Вт/(м²∙ °С) (большие значения при хороших условиях охлаждения).

Коэффициент при обдуве вентилятором:

Здесь – частота вращения вентилятора, мин^-1. Вентилятор обычно устанавливают на валу червяка: .

 

2.10 Пример расчета закрытой косозубой передачи

	Исходные данные F – тяговая сила ленты = 0, 5 кН; v – скорость движения ленты = 1, 2 м/с; D – диаметр барабана = 300 мм;
Параметры	Электродвигатель	Ременная передача	Редуктор
вщ	вд
			274, 8	274, 8	76, 3
w, рад/с	71, 9	71, 9	28, 8	28, 8
	0, 67	0, 67	0, 63	0, 63	0, 62
	9, 3	9, 3	21, 9	21, 9	77, 5
	-	2, 5	3, 6

 

Рассчитаем межосевое расстояние а_w, мм:

,

где K_a = 43, 0 – вспомогательный коэффициент (для косозубых передач);

u = 3, 6 – передаточное число редуктора;

Т₂ = 77, 5 Н∙ м – вращающий момент на тихоходном валу;

y_ba – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния. Примем y_ba = 0, 4.

Допускаемое контактное напряжение при проектировочном расчете определяют по формуле:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (по справочнику 2НВ + 70); K_HL – коэффициент долговечности (примем K_HL = 1); - коэффициент безопасности – для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке примем

Примем в качестве материала для изготовления шестерни и колеса – Сталь 40Х + термообработка (улучшение). HB_{шестерни} = 280; HB_колеса = 260; s_в = 880 МПа, s_т = 590 МПа.

Тогда для шестерни:

.

Для колеса:

.

Так как передача косозубая то рассчитаем по формуле:

Проверим условие

1234567Следующая ⇒

Поделиться: