Привод галтовочного барабана

Зубчатое колесо одноступ редуктора А3.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа сопря-
женного зубчатого колесата
Радиусы скруглений 2 мм мах
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Редуктор одноступенчатый Формат А1.cdw

Техническая характеристика
Передаваемая мощность Pк = 3 кВт
Крутящий момент на тихоходном валу Тк = 1400 Нм
Частота вращения тихоходного вала n = 15 обмин
Передаточное отношение общее u = 11.7
Технические требования
Необработанные поверхности корпуса красить серой
Плоскость разъема крышки и корпуса покрыть
Редуктор залить маслом И - Г - А - 46

Вал одноступенчатого редуктора А3.cdw

Твердость рабочих поверхностей HRC = 59 - 65
Неуказанные предельные отклонения размеров для валов
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Спецификация к приводу.spw

Привод одноступ редуктора А1.cdw

Техническая характеристика
Крутящий момент на приводном валу Т = 1400 Нм
Частота вращения приводного вала n = 15 обмин
Передаточное отношение u = 46.7
Электродвигатель 112MB8У3
частота вращения n = 700 обмин
Технические требования
Радиальное смещение осей валов не более 0.3 мм
Угловое смещение осей валов не более 1

Пояснительная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение высшего образования
«Сибирский государственный университет науки и технологий
им. академика М. Ф. Решетнёва»
« Курсовая работа по дисциплине детали машин »
Привод галтовочного барабана.
Расчёт механического привода:
1. Кинематический и силовой расчёт привода 3
1.1.Подбор двигателя 3
1.2.Определение передаточных отношений привода 4
1.3.Определение частот вращения валов привода 4
1.4.Определение расчётных крутящих моментов на валах привода 4
2. Проектный расчёт клиноременной передачи 5
3. Проектный расчёт цилиндрической передачи (прямозубой) 7
3.1. Выбор материала 7
3.2. Расчет допускаемых напряжений 7
3.3. Определение предварительных значений основных геометрических
параметров быстроходной цилиндрической передачи из условия контактной
выносливости активных поверхностей зубьев 10
3.4. Определение основных геометрических параметров передачи
и уточнение её передаточного отношения 12
3.5.Проверка возможности обеспечения принятых механических
характеристик материала зубчатых колёс при химико-термической
обработке заготовок 13
3.6. Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев 13
3.7. Проверка изгибной выносливости зубьев 14
3.8. Проверка прочности зубчатой передачи при действии максимальной нагрузки 16
3.9.Определение составляющих силы давления зуба на зуб 16
Ориентировочный расчёт валов:
1.Определение размеров валов 17
1.1.Быстроходный вал 17
1.2.Тихоходный вал 18
2.1 Расчёт быстроходного вала 19
2.2.Расчёт тихоходного вала 23
Расчёт и подбор подшипников:
1. Расчёт на долговечность и статическую прочность подбор подшипников 28
1.1.Подшипники быстроходного вала 28
1.2.Подшипники тихоходного вала 29
Расчёт шпоночных соединений:
1. Расчёт шпоночных соединений 30
1.1.Шпоночное соединение тихоходного вала с полумуфтой 30
1.2.Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом 30
Расчёт корпуса редуктора:
Размеры основных элементов корпуса 32
Выбор смазки и уплотнений:
2.Выбор уплотнений 32
Список литературы 33
В конструкции привода использовать одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор и клиноременную передачу.
Исходные данные для проектирования:
- нагрузка постоянная;:
- величина пускового момента назначается по техническим характеристикам
выбранного электродвигателя .
Срок службы Lг = 4 года.
Крутящий момент на валу галтовочного барабана Т = 1400 Нм.
Частота вращения барабана n = 15 обмин
Угол наклона ременной передачи
В графической части проекта разработать
) рабочие чертежи деталей
Рис. 1 Кинематическая схема привода
1. Кинематический и силовой расчёт привода
1.1 Подбор двигателя
Определяю требуемую мощность электродвигателя
Мощность на выходном валу.
где: общ - общая потеря энергии в приводе
общ = рп*кп *оп*м *k
где : рп=(0.94 0.96) - потеря энергии в ременной передаче
цп=(0.96 0.98) - потеря энергии в цилиндрической передаче
оп=0.99 - потеря энергии в опорах валов
k = 3 - число пар подшипников
м = 0.98 - потеря энергии в муфте
общ min = 0.94*0.96*0.98*0.99**3 = 0.78
общ max = 0.96*0.98*0.98*0.99**3 = 0.89
Рэ.тр = 2.2(0.78 0.89) = 2.82 2.47 кВт
uрп = 2 4 - передаточные числа ременной передачи
uзп = 2 6 - передаточные числа цилиндрической передачи
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
n э.тр = nвых*uзп*uрп
Частота вращения приводного вала
n э.тр = 15*(2 6)*(1 4) = 30 360 обмин
по таблице 19.27 1.стр 319 выбираем электродвигатель 112МВ8
Pэ = 3 кВт; nэ = 700 обмин TпускТном=2
1.2 Определение передаточных отношений привода
Общее передаточное число привода
Принимаем передаточное число быстроходной ременной
Тогда передаточное число цилиндрической передачи
uцп=uобщuрп=46.74=11.7
1.3. Определение частот вращения валов привода
Частота вращения быстроходного вала редуктора
nпр1 = nэтрuрп=7004=175 обмин
Частота вращения тихоходного вала редуктора
nпр2 = nпр1uкп=17511.7=15 обмин
1.4. Определение расчётных крутящих моментов на валах привода
Момент на тихоходном валу редуктора
Момент на быстроходном валу редуктора
Tпр1 = 1400(11.7*0.96) = 125 Нм
Момент на валу электродвигателя
T’этр = Tпр1(uрп*рп)
Tэтр = 125(4*0.95) = 33 Нм
Максимальные моменты на валах
Результаты расчетов n и T заносим в таблицу
Определяю время работы привода
tm = tсл*365*Kг*24*Kc
tm = 4*365*1*24*1=35040 час
2. Проектный расчёт клиноременной передачи
Передаваемая мощность P1 = 3 кВт
Частота вращения ведущей звездочки n1 = 700 обмин
Передаточное число u=4
По графику рис. 12.23 2.стр. 271 принимаем сечение ремня Б
По графику рис. 12.26 2.стр. 272 принимаем dp1=125 мм и находим Po=1.5 кВт
Рассчитываем геометрические параметры передачи
dp2=dp1*u=125*4=500 мм
Принимаем dp2=500 мм
По рекомендации 2.стр. 273 предварительно принимаем a=475 мм
По формуле (12.6) 2.стр. 254
По табл. 12.2 2.стр. 271 принимаем lp=2000 мм
По формуле (12.7) 2.стр. 254
По формуле (12.5) 2.стр. 253
По формуле (12.28) 2.стр. 272
где : 0.95 - коэффициент угла охвата
98 - коэффициент длины ремня
13 - коэффициент передаточного отношения
2 - коэффициент режима нагрузки
По формуле (12.30) 2.стр. 273
где : P – мощность на ведущем валу передачи
Cr – коэффициент числа ремней
По формуле (12.32) 2.стр. 274 находим предварительное натяжение
По формуле (12.24) 2.стр. 265 находим силу действующую на вал
Ресурс наработки ремней находим по формуле (12.33) 2.стр. 274 при К1=1 и К2=1
3. Проектный расчёт цилиндрической передачи (прямозубой)
Передаточное число передачи u=11.7
Крутящий момент на валу колеса(Н*м) T2=1400
Крутящий момент на валу шестерни(Н*м) T1=125
Частота вращения вала шестерни (обмин) n1=175
Частота вращения вала колеса (обмин) n2=15
Время работы передачи(час) Lh=35040
3.1 Выбор материала
Выбираю материал : Сталь 12ХН3А
Выбираю способ обработки материала : цементация и закалка
Для этого материала и способа обработки по таблице 2.1 1.стр 13:
Твердость поверхностей зубьев шестерни 56 63 HRC
Твердость поверхностей зубьев колеса 56 63 HRC
Пределы текучести материала шестерни = 800.0 МПа
Пределы текучести материала колеса = 800.0 МПа
3.2. Расчет допускаемых напряжений
Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную выносливость
При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний
Действительные числа циклов перемены напряжений
N2=60×Lh×n2 1. стр. 43
где Lh - срок службы привода
n2 - частота вращения
N2=60×35040×15 = 31536000
N1=31536000×11.7=368971200
По формулам таблицы 2.2 1.стр 14:
Для колеса и шестерни
3.3 Определение предварительных значений основных геометрических
параметров цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где: Ка = 49.5 - коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи
= 0.315 - коэффициент межосевого расстояния в зависимости положения колес относительно опор (при симметричном расположении)
T2 - расчетный крутящий момент на валу колеса
- коэффициент ширины зубчатого венца шестерни
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки
по ширине зубчатого венца
- допускаемое контактное напряжение при расчете на
u - передаточное число цилиндрической передачи
где S=8 – индекс схемы при симметричном расположении опор
Принимаем мм из стандартного ряда
Определение делительного диаметра шестерни
Предварительные размер делительного диаметра колеса
Ширина зубчатого венца колеса
Предварительное значение модуля передачи
где: = 5.8 – коэффициент модуля для косозубых передач
Выбираем модуль из стандартного ряда m=2 мм
Cуммарное число зубьев колес 1. стр. 17
3.4. Определение основных геометрических параметров передачи и уточнение ее передаточного отношения
Ширина зубчатого венца шестерни
Число зубьев шестерни 1. стр. 17
Число зубьев колеса 1. стр. 17
Проверка передаточного отношения 3. стр. 20
Расчет геометрии колес
Диаметр делительный шестерни 3. стр. 20
Диаметр делительный колеса 3. стр. 20
Проверка межосевого расстояния 3. стр. 20
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни 3. стр. 21
Диаметр окружностей вершин зубьев колеса 3. стр. 21
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни 3. стр. 21
Диаметр окружности впадин зубьев колеса
3.5. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик материала зубчатых колес при химико - термической обработке заготовок
Условие обеспечения принятых механических характеристик материала
где S- определяющий размер заготовки
[S]-максимально допустимый размер обеспечивающий требуемые
механические характеристики материала.
Таким образом условие обеспечения принятых механических
характеристик материала выполняется.
3.6.Определение составляющих силы давления зуба на зуб
Окружная сила в зацеплении
Радиальная сила в зацеплении
где - угол зацепления передачи
3.7. Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления 1. стр. 20
где =1.1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями
=1.1 – коэффициент динамической нагрузки
– коэффициент концентрации нагрузки
Расчетное напряжение превышает допустимое 10601130=0.94 раза что находится в допустимых пределах.
3.8. Проверка изгибной выносливости зубьев
Расчетное напряжение изгиба в полюсе зацепления колеса 1. стр. 19
где =1.0 – коэффициент для степени точности 9
=1.2 – для прямозубых колес при твердости зубьев 350 HB
По таблице 2.5 1 стр. 19 =3.61
По таблице 2.5 1 стр. 19 =3.66
Окружная скорость колес
По таблице 2.4 1 стр. 19 степень точности равна 9.
Расчетное напряжение изгиба в полюсе зацепления шестерни 1. стр. 19
В допустимых пределах
Рис. 2 Схема нагружения валов
Рис. 3 Эскизная компоновка редуктора
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
1. Определение размеров валов.
1.1. Быстроходный вал.
Минимальный входной диаметр вала (диаметр под муфту) при заниженных напряжениях кручения (рекомендуемые значения ):
Примем диаметр вала под муфту .
Длина входного участка быстроходного вала .
Диаметр буртика для упора полумуфты . Примем .
Диаметр вала под подшипник примем равным размеру внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338-75 .
Диаметр буртика для упора подшипника .
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни . Так как то проектируем вал-шестерню.
Второй подшипник берём такой же как и первый. Диаметр вала под подшипник . Длина вала под подшипником принимается равной ширине подшипника .
Рис. 2 Основные размеры быстроходного вала
1.2. Тихоходный вал.
Минимальный входной диаметр вала (диаметр под муфту) при заниженных напряжениях кручения (рекомендуемые значения :
Длина выходного участка тихоходного вала .
Диаметр буртика для упора полумуфты .
Длина участка вала диаметром .
Диаметр буртика между колесом и подшипником .
Рис. 3 Основные размеры тихоходного вала
2.1. Расчет быстроходного вала
Реакции опор в плоскости ХOZ
Реакции опор в плоскости YOZ
Суммарные реакции опор
Построение эпюр моментов
Для построения эпюр определяем значения изгибающих
моментов относительно оси X в характерных сечения вала 1 4 Нм
Сечение 3 Мy3 = Raв*l2 = 1178.5*55*0.001 = 65 Нм
Определение изгибающих моментов относительно оси У
в характерных сечения вала 1 4 Нм
Сечение 2 Мx2 = Fr*l1 = 1004*80*0.001 = 80.0 Нм
Сечение 3 Мx3 = Rвг*l3 = 2899*55*0.001 = 159.0 Нм
Суммарные изгибающие моменты в сечении 2 3
Эквивалентные моменты в сечениях 2 и 3
Расчет вала на прочность
В качестве материала вала принимаю сталь 45
из таблицы 12.7 1.стр. 208 выписываю Gb=900 Hм Gt=650 Hмм
G-1 = 380 Нмм = 230 Нмм
Опасным сечением вала является сечение
Изгибающие моменты в сечении 3
Крутящий момент на валу Mк=125.0. Нм
Диаметр вала в сечении d=30 мм
Расчет сечения на статическую прочность
Результирующий изгибающий момент
Осевой момент сопротивления сечения
Эквивалентное напряжение
Коэффициент запаса прочности по текучести при
коэффициенте Кп = 2.5
Статическая прочность вала в сечении обеспечена
Расчет сечения на сопротивление усталости
Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении
Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом
Пределы выносливости вала
Коэффициент запаса по нормальным и касательным
Коэффициент запаса прочности
Сопротивление усталости вала в сечении обеспечивается
2.3. Расчет тихоходного вала
Сечение 2 Мх2 = Rав*l1 = 1178.5*55*0.001 = 65 Нм
Сечение 2 Мy2 = Rаг*l1 = 226*55*0.001 = 12 Нм
Сечение 3 Мy3 = Fм*l3 = 3741*100*0.001 = 374 Нм
Крутящий момент на валу Mк=1400 Нм
Диаметр вала в сечении d=65 мм
1. Расчёт на долговечность и статическую прочность подбор подшипников
1.1 Подшипники быстроходного вала
Частота вращения вала n = 175 обмин.
Диаметр вала d = 30 мм.
Требуемая долговечность Lh = 35040 ч.
Схема установки подшипников в распор.
На опоры вала действуют силы Ra = 5489 H
Предварительно принимаем подшипник роликовый конический
легкой серии 306. Из таблицы 19.24 для этого подшипника выписываю:
Cr = 28100 e = 0.41 Y = 1.46
Rr1=Rа=5489 H Rr2=Rб=3129 H.
Эквивалентные динамические нагрузки при Кб=1.2 и Кт=1.2
Re1 = V*X*Rr1*Kб*Кт=1*1*5489*1.2*1.2=7904 Н
Re2 = V*X*Rr2*Kб*Кт=1*1*3129*1.2*1.2=4506 Н
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при a23 = 0.65.
Это больше требуемой долговечности поэтому
намеченный подшипник 306 подходит
1.2. Подбор подшипников для тихоходного вала
Частота вращения вала n = 15 обмин.
Диаметр вала d = 65 мм.
На опоры вала действуют силы Ra = 1682 H Rв = 10832 H
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные
однорядные легкой серии 213. Из таблицы 19.24 1.стр. 376 выписываю:
Cr = 56000 Н Cor=34000 Н
Эквивалентные динамические нагрузки при отсутствии осевой силы
Reа = V*X*Rrа*Kб*Кт=1*1*1682*1.2*1.2=2422 Н
Reв = V*X*Rrв*Kб*Кт=1*1*10832*1.2*1.2=15598 Н
опоры А при a23 = 0.75.
намеченный подшипник 213 подходит.
Расчёт шпоночных и шлицевых соединений:
1. Расчёт шпоночных соединений
1.1.Шпоночное соединение тиходного вала с полумуфтой
Выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360 - 78. Параметры шпонки: диаметр вала ; сечение шпонки ; глубина паза вала ; глубина паза муфты ; длина .
Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими
гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия а в продольном сечении шпонки — напряжения среза .
Для упрощения расчёта допускают что шпонка врезана в вал на половину своей
высоты напряжения смятия распределяются равномерно по высоте и длине шпонки а плечо равнодействующей этих напряжений равно . Рассматривая равновесие вала при этих допущениях получаем условие прочности в виде
У стандартных шпонок размеры и зависят от диаметра вала и подобраны так что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза а напряжения смятия. Поэтому при расчётах обычно используют только формулу (1) где .
где - допускаемое напряжение на смятие.
Условия работоспособности соблюдаются шпонка выбрана правильно.
1.2. Шпоночное соединение быстроходного вала со шкивом
1.3. Шпоночное соединение зубчатого колеса и вала
В соответствии с расчётом момент на тихоходном валу равен максимальный крутящий момент равен .
Диаметр тихоходного вала .
Частота вращения вала .
Исходя из вышеуказанных данных выбираем муфту по ГОСТ 20720-75.
Основные размеры кулачково-дисковых муфт исполнения 1 мм
Номинальный момент -
Внутренний диаметр -
Радиальное смещение валов не более .
При расчёте кулачково-дисковых муфт полагают что натяг и зазор посадки выступов в пазы равны нулю. В этом случае деформации и напряжения в различных точках поверхности соприкосновения пропорциональны расстояниям этих точек до оси муфты. Расчёт на смятие промежуточного диска:
где ; - коэффициент динамичности режима нагрузки; - рабочая высота выступов; - наружный диаметр муфты; - внутренний диаметр муфты; .
Условие работоспособности соблюдается муфта выбрана правильно.
Размеры основных элементов корпуса
Толщина стенки корпуса редуктора
Толщина стенки крышки мм
Диаметр винтов соединения крышки с корпусом
Принимаем М12 число винтов Z=8
Диаметр винтов соединения редуктора с рамой
Принимаем М16 число винтов Z=4
Окружная скорость колеса быстроходной передачи
Контактное напряжение Gh=481 МПа
Глубина погружения в маслянную ванну hм=75 мм
На основании этих данных по таблице 8.1 1. стр.135
принимаем масло И-Г-А-46
Система смазывания - картерная
Примем для выходных концов валов редуктора манжетные
уплотнения. Размеры уплотнений по таблице 19.16 1. стр.374
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. "Детали машин. Курсовое
проектирование" М. Высшая школа 1990 395 с.
Иванов М.Н. "Детали машин" М. Высшая школа 1991 383с.
Решетов Д.H. Шувалов С.А. "Расчет деталей машин на
ЭВМ" М. Высшая школа 1985 387 с.
Решетов Д.H. "Детали машин" М.Машиностроение 1989 496с.
Ряховский О.А. Иванов В.А."Справочник по муфтам
СПб Политехник 1991 381с
Иосилевич Г.Б. "Детали машин" М.Машиностроение 1988 368с.
Заблонский К.И. "Детали машин" Киев Вища школа 1985 520с.
Чернавский С.А. "Проектирование механических передач
М.Машиностроение 1984 500с.
Анурьев В.И. "Cправочник конструктора машиностроителя
М.Машиностроение 1992 500с.
Поляков В.С. "Справочник по муфтам" М.Машиностроение

Спецификация для одноступ редуктора.spw

Прокладка регулиров.
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 213 ГОСТ 8338-75
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 6402-70
Отдушина ГОСТ 12415-80