• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Проектирование механического привода

  • Добавлен: 04.11.2022
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект - Проектирование механического привода

Состав проекта

icon
icon
icon Редуктор.spw
icon Редуктор.cdw
icon Зубчатое колесо.cdw
icon Пояснительная записка.docx
icon Привод звездочек.spw
icon Вал тихоходный.cdw
icon Приводная станция.spw
icon Привод.cdw
icon Привод звездочек.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Редуктор.spw

Редуктор.spw
Болт М12х50 ГОСТ 7798-70
Болт М10х20 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Кольцо уплот. 60 ГОСТ 9833-73
Кольцо уплот. 100 ГОСТ 9833-73
Манжета 1.1-42 x80-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-28x56-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 7000106 ГОСТ 8338-75
Подшипник 7000109 ГОСТ 8338-75
Шайба 10 ГОСТ 11131-78
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шпонка 20х12х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х100 ГОСТ 23360-78
Штифт 4х10 ГОСТ 3128-70
-6g х 120.109.40Х.26 ГОСТ 22034-76

icon Редуктор.cdw

Редуктор.cdw
Технические характеристики
Вращающий момент на виходнoм валу Т
Частота вращения выходного вала n
Передаточное число редуктора u 4
Технические требования
Залить масло ---68 17479.4-87.
Внутреннюю стенку необработанной части корпуса и крышки
покрасить маслостойкой краской
а снаружи - серой нитроэмалью.
Стыки фланцев корпуса покрыть пастой "Герметик".

icon Зубчатое колесо.cdw

Зубчатое колесо.cdw
Термооброботка - нормализация 179 207 НВ
Неуказанные предельные отклонения H14
Сталь 35 ГОСТ 1133-71
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние

icon Пояснительная записка.docx

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Саратовский государственный
технический университет имени Гагарина Ю.А.»
Кафедра «Техническая механика и детали машин»
Пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» на тему:
«Расчет и проектирование привода с плоскоременной передачей и одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором»
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ4
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ8
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ11
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА18
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА22
ВЫБОР ШПОНКИ. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННОГО ВАЛА24
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Кинематический расчет электромеханических приводов является основой проектирования машин и заключается в решении следующих задач:
) выбор электродвигателя (тип мощность частота вращения габариты);
) определение общего передаточного отношения привода U разбивка U по ступеням в соответствии с заданной схемой привода;
) определение мощности частот вращения и крутящих моментов на валах привода.
) Выбор электродвигателя.
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения – от частоты вращения вала приводной машины.
Таким образом исходными данными являются:
– требуемая мощность двигателя
где Pрм – мощность на выходном валу привода (дано в условии);
общ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.
-коэффициент полезного действия (КПД) привода равный произведению КПД передач входящих в кинематическую схему:
общ = п.п. ц.п. м = 095 096 098 09952 = 089.
Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес
Коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения п.к. = 0995;
КПД плоскоременной передачи п.п. = 095;
Коэффициент учитывающий потери в муфте М=098 [1 c. 23; 2 c. 5].
– частота вращения приводного вала рабочей машины:
По каталогу в соответствии с найденными значениями окончательно примем двигатель с характеристиками: Рэл.тр и выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый 4А112МВ6 У3с асинхронной частотой вращения n =950 обмин (табл. П. 2.1).
Рисунок 1.1 – Двигатели исполнения М100
Таблица 1.1 – Размеры асинхронного электродвигателя мод. 4А112М
Установочные и присоединительные размеры мм
) Определим передаточное число привода отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины:
Uобщ = nn = 95066 = 152.
Принимаем согласно таблицы 2 Uц.п.=4.
Вычисляем передаточное число для плоскоременной передачи:
Uп.р. = Uобщ Uц.п. = 1524= 38
что можно признать приемлемым согласно таблицы 2.
Таблица 1.2 - Значения передаточных чисел
Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические (ГОСТ 2185— 66):
-й ряд-20; 25; 315; 40; 50; 63
-й ряд-224; 28; 355; 45; 56; 71.
Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков Z1=1; 2; 4 (ГОСТ 2144-75):
-й р я д – 8;1 0; 125; 16; 20; 25; 315; 50
-й ряд-112; 14; 18; 224 28; 355.
Открытые зубчатые передачи
Ременные передачи (все типы)
(Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда)
) Определение параметров привода по валам:
)Число оборотов вращения валов привода (обмин)
Число оборотов вала двигателя nдв = 950;
n= nUп.р. = 95038= 2632 мин;
n= n Uц.п. = 26324 = 66 мин;
)Мощности на валах (кВт)
На валу двигателя: P= 292 кВт;
На быстроходном валу: P= P п.п. = 292 096 0995 = 278 кВт;
На тихоходном валу: P= P ц.п. = 278 096 0995 = 2656 кВт;
На валу рабочей машины: P= P м = 2656 098 0995 = 259 кВт.
)Угловые скорости по валам (радс)
= n1 30 = 314100030 =1046;
= n2 30 = 314263230 =2755;
= n3 30 = 3146630 =69;
= n4 30 = 3146630 =69;
)Крутящие моменты на валах (Нм)
На быстроходном валу:
На валу рабочей машины:
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Расчет ременных передач производится в два этапа: первый – проектный расчет с целью определения геометрических параметров передачи второй – проверочный расчет ремней на прочность.
Исходные данные для расчета:
– передаваемая мощность Ртр = 292 кВт
– частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв =950 обмин;
– передаточное отношение
– скольжение ремня = 001.
Диаметр ведущего шкива
Согласно рекомендации [3 с. 77] диаметр шкива
Примем по ГОСТ 17383-73 мм;
Диаметр ведомого шкива
Согласно ГОСТ 17383-73 мм;
Межосевое расстояние
Принимаем мм и определяем длину ремня
Определяем угол обхвата ремня ведущего шкива:
что удовлетворяет условию.
Круговая скорость ремня:
Определим частоту пробегов ремня:
Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000 5000 часов.
Определяем окружную силу:
Удельная окружная сила в передаче:
где С – коэффициенты [табл. 5.3 3]:
Округляем значение до стандартного .
Определяем площадь поперечного сечения ремня:
2 Силовой расчет передачи
Определяем силу предварительного натяжения ремня:
Определим силы натяжения ведущего и ведомого звеньев ремня:
Определим силу давления ремня на вал:
Рисунок 2. Геометрические и силовые параметры передачи
3 Проверочный расчет
Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущего звена:
где- напряжение на растяжение;
- напряжение на изгиб [табл. 5.1 5.2 3];
– напряжение от центробежных сил;
– прочность материала ремня
допустимое напряжение на растяжение
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Расчет зубчатой цилиндрической передачи производится в два этапа: первый расчет – проектный второй – проверочный. Проектный выполняем по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. Проверочный расчет должен подтвердить правильность выбора табличных величин коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости.
Выбираем материал зубчатых колес и термообработку
Таблица 3 – Рекомендуемый материал для зубчатых колес
Цементация и закалка
На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):
I - т.о. колеса - улучшение твердость 235 262 т.о. шестерни - улучшение твердость 269 302 HB. Марки стали одинаковы для колеса и шестерни: 45 40Х 35 ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах.
II - т.о. колеса - улучшение твердость 269 302 т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ твердость поверхности в зависимости от марки стали (см. табл. 1) 45 50 HRCэ 48 53 HRCэ. Твердость сердцевины зуба соотвествует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х 40ХН 35ХМ и др.
III - т.о. колеса и шестерни одинаковая - улучшение и закалка ТВЧ твердость поверхности в зависимости от марки сатили: 45 50 HRCэ 48 53 HRCэ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х 40ХН 35ХМ и др.
IV - т.о. колеса - улучшение и закалка ТВЧ твердость поверхности в зависимости от марки стали (табл.1) 45 50 HRCэ 48 53 HRCэ; т.о. шестерни - улучшение цементация и закалка твердость поверхности 56 63 HRCэ. Материал шестерни - стали марок 20Х 20ХН2М 18ХГТ 12ХН3А и др.
V - т.о. колеса и шестерни одинаковая - улучшение цементация и закалка твердость поверхности 56 63 HRCэ. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х 20ХН2М 18ХГТ 12ХН3А 25 ХГМ и др.
Получаем для шестерни материал Сталь 45 твердость 179 207 НВ1 ; ;
Материал колеса – Сталь 45 твердость 179 207 НВ2 ; .
Окончательно определяем механические характеристики стали 45:
а) для шестерни твердость НВ1=200 термообработка - нормализация;
б) для колеса НВ1≥НВ2+(15 20)=> НВ2=180 термообработка - нормализация.
для шестерни: сталь 45 Термообработка НВ1=200.
для колеса: сталь 45 Термообработка НВ2=180.
1.2 Определение допустимых контактных напряжений.
При расчетах на прочность определяют отдельно для зубьев шестерни и колеса .
Коэффициент долговечности для зубьев по контактным напряжениям
Действительное число циклов перемены напряжений
для шестерни =573*2755*1200=18943380
для колеса =573*69*1200=4744440
Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости
для шестерни 2003=8000000
для колеса 1803=5832000
Т.к. N1 ≥NHO1 то КHL1 =1.
Допускаемое контактное напряжение при числе циклов перемены напряжений
Окончательно допускаемые контактные напряжения (МПа)
1.3 Определение допустимых напряжений изгиба
Проверочный расчет зубьев передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса
Рассчитываем коэффициент долговечности
- число циклов изменения напряжений для всех сталей соответствующее пределу выносливости 7 с. 56.
Т.к. N1 ≥NFO то КFL1 =1. Т.к. N2 ≥NFO то КFL2 =1
- предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов изменения напряжений.
Допустимые напряжения смены зубов определяется по формуле:
Проектный расчет служит только для предварительного определения размеров и не может заменить проверочных расчетов на контактную выносливость и выносливость зубов на изгиб
1.4.Основные геометрические параметры передачи
Определяем межосевое расстояние
- вспомогательный коэффициент =43 – для косозубых передач;
=05 – для шестерни расположенной симметрично относительно опор в редукторе который проектируется;
при симметричном расположении 0315-05;
при несимметричном 025-04;
при консольном расположении одного или обоих колес 025-04;
Для шевронных передач ba= 04 - 063; для коробок передач ba= 01 - 02; для передач внутреннего зацепления ba= 02 (u+1)(u-1). Меньшие значения ba- для передач с твердостью зубьев H ≥ 45HRC.
U - передаточное число передачи;
- крутящий момент на тихоходном валу передачи Нм;
- среднее допустимое контактное напряжение;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
=1 – для зубов что прирабатываются.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 мм:
-й ряд: 40 50 63 80 10 125 160 200 250 315 400 500 630 800 100 1250;
-й ряд: 71 90 112 140 180 224 280 355 450 560 710 900 1120 1400 1800.
Значение из ряда нормальных линейных размеров
Определяем модуль зацепления
где – вспомогательный коэффициент (для косозубых );
– делительный диаметр колеса;
– ширина венца колеса мм;
– допустимое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом Нмм2.
По ГОСТ 9563-60 (табл. П. 2.4) принимаем m =225 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
Количество зубьев шестерни
Количество зубьев колеса
Определяем фактическое значение передаточного числа передачи
Определяем погрешность:
условие выполняется.
Фактическое межосевое расстояние
Определяем осевые геометрические параметры передачи.
Делительный диаметр шестерни
Диаметр вершины зубьев шестерни:
Диаметр вершин зубьев колеса:
Ширина венца шестерни
Fa= Fttg = 2135*tg8°=300 Н.
3.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям
К – вспомогательный коэффициент К = 376 – для косозубых передач
- коэффициент учитывающий распределение нагрузок между зубцами. Для косозубых - определяют по графику в зависимости от окружной скорости [1 рис. 4.2]:
= n3 30=69 радс; - угловая скорость;
– окружная скорость.
Несмотря на то что окружная скорость составляет всего что соответсвует 9-й степени точности колес в данном расчете принимаем степень – 8. Рекомендуется для редукторов общего назначения [1 с. 330].
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями согласно [1 с. 65 рис. 4.2];
= 101 – коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колес степени точности передачи.
=11 – коэффициент учитывающий нагрузки по ширине венца [1 с. 68].
Условие контактной прочности выполняется.
3.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
где - коэффициент формы зуба: ; ;
- коэффициент учитывающий наклон зуба. Для косозубых колес определяется по формуле:
где - угол наклона зубьев.
m- модуль зазцепления мм;
b- ширина зубчатого венца мм.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки ножки зуба.
- коэффициент учитывающий неравномерности нагрузки по длине зуба [1 с. 69].
– коэффициент динамической нагрузки по длине зуба зависит от окружной скорости [1 с. 66].
То есть условие выполняется.
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
1. Ориентировочный расчет вала
Линейные размеры берем из чертежа редуктора (мм): l1 = 008 мм l2=007 мм l2=009 мм d1 = 200 мм d2 = 50 мм. Силы в зацеплении: Ft = 2135 H Fr = 474 H Fоп = 3575 H.
2. Проверочный расчет вала
Проверочный расчет вала выполняется на совместное действие кручение и изгиба. Из этого определяется запас прочности и сравнивается с допустимым Прочность соблюдена при S [S].
Нормальные напряжения определяются по формуле:
где – осевой момент сопротивления наименьшего сечения вала мм3.
Касательные напряжения определяются по формуле:
где – полярный момент сопротивления наименьшего сечения вала мм3.
Далее определяются коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без упрочнения поверхностного слоя:
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при ;
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
– коэффициент влияния шероховатости;
– коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Произведя расчеты получим:
Определение пределов выносливости:
где и – пределы выносливости гладких образцов при сметричном цикле изгиба и кручения Нмм2;
Далее следует определить запас прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
515 – условие выполняется.
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Предварительно принимаем подшипник 109 ГОСТ 8338-75.
Расчет проводим по реакции опоры .
Осевые составляющие радиальных нагрузок Rs1=Rs2=0. Осевую силу в зацеплении Fa воспринимает подшипник ограничивающий осевое перемещение вала под действием этой силы и испытывающий осевое нагружение Ra равное этой силе.
ВЫБОР ШПОНКИ. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ ДЛЯ НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННОГО ВАЛА
Для соединения валов с деталями и передачи крутящего момента (зубчатыми колесами элементами открытых передач муфтами) применяют шпонки.
В единичном и мелкосерийном производстве используют призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда чтобы они были меньше длины маточной детали на 5 10 мм.
Поперечное сечение шпонки (b × h) выбирают по протяженности диаметра вала.
Выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78.
Проверим наиболее нагруженную шпонку на смятие:
Значит выбранная шпонка с С 6 удовлетворяет такие условия прочности.
Смазка применяют в условиях защиты от коррозии уменьшение коэффициента трения уменьшения износа отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей уменьшения шума и вибрации.
Сорт масла зависит от величины расчетного контактного напряжения и фактической окружной скорости колес.
Выбираем масло: И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4 – 87.
Уровень масла находящегося в корпусе редуктора контролируется жезловым маслоуказателем.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Со временем оно стареет его свойства ухудшаются поэтому масло налито в корпус редуктора периодически меняют.
Для этого в корпусе предусмотрено сливное отверстие что закрывается пробкой.
Внутреннюю полость редуктора соединяют с окружающей средой путем установления отдушины.
Для смазки зубчатых колес погружением подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами с образованием масляного тумана и растеканием масла по валам.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин А.Е. Шейнблит. Калининград : Янтарный сказ 2004 - 455 с.
Курсовое проектирование деталей машин С. А. Чернавский [и др.] М. : Машиностроение 1988. 416 с.
Анурьев О.И. Справочник конструктора машиностроителя – М. 1979 – т. .
Д.В. Чернилевский. М. : УМ и «Учебная литература» 1998. 472 с.
Иванов М.Н. Детали машин М.Н. Иванов В.А. Финогенов. М. : Высшая школа 2003. 408 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. М. : Издательский центр «Академия» 2004. 496 с.
Проектирование механических передач С.А. Чернавский [и др.] М. : Машиностроение. 1984 - 560 с.

icon Привод звездочек.spw

Привод  звездочек.spw
Болт М8х12 ГОСТ 7798-70
Манжета 50 ГОСТ 8752-79
Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Болт М8х18 ГОСТ 7798-70
Манжета 45 ГОСТ 8752-79
Шпонка 20х12х50 ГОСТ 23360-78

icon Вал тихоходный.cdw

Вал тихоходный.cdw
Неуказанные предельные отклонения H14
Комплекс показателей точности устанавливает изготовитель
** - размер обеспечивается инструментом.
Сталь 35 ГОСТ 1050-74

icon Приводная станция.spw

Приводная  станция.spw
Муфта 710-45-1-У3 ГОСТ 21424-75
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Болт М10х20 ГОСТ 7798-70
Болт М14х30 ГОСТ 7798-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Ремень 4500 ГОСТ 23831-79
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шкив 200 ГОСТ 17383-73
Шкив 800 ГОСТ 17383-73
Шпонка 12х8х32 ГОСТ23360-78

icon Привод.cdw

Привод.cdw
Техническая характеристика
Вращающий момент на приводном валу Т
Частота вращения приводного вала n
Общее передаточное число привода u 15
Мощность електродвигателя Р
Частота вращения вала електродвигателя n
Технические требования
Осевое смещение валов двигателя и редуктора не больше 1
Перекос валов не больше :
- двигателя и редуктора -1
Кинематическая схема

icon Привод звездочек.cdw

Привод звездочек.cdw
Техническая характеристика
Вращающий момент на валу Нм 374
Частота вращения вала хв
Технические требования
Подшипниковые камери заполнить пластичным
маслом УТ-1 ГОСТ 1957-73

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 7 часов 13 минут
up Наверх