Проектирование механического привода, согласно схемы и исходных данных

Вал в бой.cdw

Крышка в бой .cdw

Формовочные уклоны - 3
литейные радиусы - 3-5 мм
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых -
охватывающих - поверхностей

Спецификация редуктор .spw

цилиндрический косозубый
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
ГОСТ Р ИСО 1580-2013

Редуктор в бой.cdw

Техническия характеристика
Обьем масляной ванны - 2 л.
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть
уплотнительной пастой типа Герметик.
После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания.
Осевой люфт в подшипниках входного вала 0.06..0.07мм
обеспечить за счет подбора толщины прокладок.
Редуктор обкатить по 10..15 мин на всех режимах нагрузки.
цилиндрический косозубый

КОрпус в бой.cdw

Формовочные уклоны - 3
литейные радиусы - 3 5мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых -
охватывающих - Н14;прочих - ±0
Поверхность корпуса очистить и красить маслотпорной краской.
Внутренняя поверхность покрытия - 0
Наружная поверхность- 0

Спецификация привод.spw

КПДМ152007.01.000.СБ
КПДМ152007.02.000.СБ
Болт фундаментный 1.1 М16х300
Двигатель асинхронный 4А132S8Y3

ЗАПИСКА.docx

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.4
Определим мощности и передаваемые крутящие моменты.6
Прочностные расчеты передач.7
1 Рассчитаем клиноременную передачу7
2 Рассчитаем цилиндрическую закрытую косозубую передачу.12
Проектный и проверочный расчет валов.17
1. Расчет ведомого вала.17
2. Расчет ведущего вала.21
Геометрические расчеты передач.25
1 Рассчитаем геометрию цилиндрического колеса25
2. Рассчитаем геометрию шкива.26
Выбор и проверочный расчет подшипников качения.28
1 Выберем подшипник для ведущего вала.28
2 Выберем подшипник для ведомого вал.29
Расчёт крепления колес на валах.32
Выбор системы смазки смазочный материалов и уплотнений.34
1 Рассчитаем объём масляной ванны34
Определим размеры корпусных деталей кожухов ограждений и установочной плиты.35
Список используемой литературы39
Объектом проектирования в данном курсовом проекте является привод к конвейеру.
Привод к конвейеру предназначен повышения тяговой способности приводного вала и уменьшения частоты его вращения.
Привод состоит из электродвигателя на валу которого установлен шкив. Редуктор – косозубый одноступенчатый цилиндрический. На ведущем валу редуктора установлен шкив соединяющая вал редуктора с электродвигателем. На ведомом валу установлена муфта.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
Мощность на выходном валу привода
Рассчитаем коэффициент полезного действия привода(КПД)
j – ориентировочные величины КПД различных видов механических передач и отдельных элементов привода
п.п. – КПД пары подшипников
цил. – КПД закрытой цилиндрической передачи
рем. – КПД клиноременной передачи
Рассчитаем расчетную мощность электродвигателя
Рассчитаем частоту вращения выходного вала
Рассчитаем рекомендуемые величины передаточных чисел u для различных видов механических передач
Рассчитаем расчетное вращения вала электродвигателя
Выбираем по каталогу электродвигатель
Тип электродвигателя: 4А132S8Y3
Мощность электродвигателя: Рэд=4кВт
Частота электродвигателя: nэд=705мин-1
При это должны выполняться следующие условия:
Рассчитаем действительное передаточное число привода
Примем передаточное число цилиндрической передачи
Действительное передаточное число клиноременной передачи
Определим мощности и передаваемые крутящие моменты.
Рассчитаем мощности на валах
Рассчитаем частоты вращения на валах
Рассчитаем крутящие моменты на валах
Полученные силовые и кинематические параметры валов привода записываем в таблицу 2.1
Таблица 2.1 - Силовые и кинематические параметры валов привода
Прочностные расчеты передач.
1 Рассчитаем клиноременную передачу
Из таблицы 2 выбираем ремни О А Б.
D(О)=71; D(А)=100 D(Б)=140;
Определяем скорость ремня для всех выбранных сечений
Находим передаточное число передачи
Определяем диаметр большего шкива
По ГОСТ 17383 (табл. 9.3) принимаем диаметры шкивов
По стандартным значениям диаметров шкивов определяем действительные частоты вращения валов
Уточняем передаточное число
Из ГОСТ 1284-68 (табл. 9.4) выписываем размеры рассчитываемых сечений:
По табл. 9.5 принимаем расчетную длину ближайшую к вычисленной l мм.
Определяем число пробегов ремня
Коэффициент угла обхвата
Коэффициент скорости
По табл. 9.6 принимаем полезное напряжение
Полезное допускаемое напряжение в заданных условиях
Определяем нагрузку ремня
Определяем число ремней
Окончательно принимаем число ремней сечения Х-ХХХХХ ГОСТ 1284 (табл. 9.4).
Определяем давление на валы
Исходя из расчётов выбираем ремень Б.
Расчетная долговечность
Принимаем Си = 18; Си =18; m = 8; y = 9 МПа. Максимальное напряжение
Здесь 0 = 12 МПа (по табл. 9.6);
2 Рассчитаем цилиндрическую закрытую косозубую передачу.
материал – сталь 40Х
твердость – HB01 = 240
Термообработка – улучшение
Механические характеристика – в1= 834 МПа т1= 540 МПа
Мощность передаваемую колесом
Крутящий момент передаваемый колесом
Рассчитаем предел контактной выносливости
Рассчитаем эквивалентное число циклов
Где: Продолжительность работы передачи:
с=1 – число зацеплений зуба на один оборот
Рассчитаем коэффициент долговечности
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения
Где: SH=11 – коэффициент запаса прочности для колес с однородной структурой
SH=12 – коэффициент запаса прочности для колес с поверхностным упрочнением зубьев
Рассчитаем расчетное межосевое расстояние
Величину aw1 округляем до ближайшего значения aw в соответствии с ГОСТ
Рассчитываем суммарное число зубьев
Рассчитываем число зубьев шестерни
Рассчитываем число зубьев колеса
Коэффициент торцевого перекрытия
Рассчитаем начальный и делительный диаметры шестерни
Окружная скорость передачи
Рассчитаем расчетное контактное напряжение
Рассчитаем допускаемое максимальное контактное напряжение для зубьев
Определяем эквивалентное число зубьев
Определяем эквивалентное чиcло циклов
Рассчитываем допускаемое напряжение на изгибе для зубьев шестерни
Проведем проверочный расчет зубьев шестерни на изгиб
Допускаемое максимальное напряжение на изгиб
Высота головок зубьев
Делительный диаметр диаметр вершин и диаметр впадин
Рабочая ширина зубчатого венца
Проектный и проверочный расчет валов.
1. Расчет ведомого вала.
Рассчитаем момент передаваемый валом
Рассчитаем окружную силу в зацеплении
Рассчитаем радиальную силу в зацеплении
Рассчитаем осевую силу в зацеплении
Рассчитаем неуравновешенную составляющую силу передаваемую муфтой
Рассчитаем расстояние между серединами подшипников
Где: х=12мм; w=40мм.
Принимаем расстояние между муфтой и левым подшипником f=70мм
Рассчитываем опорные реакции в вертикальной плоскости
Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости
Рассчитаем изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Рассчитаем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Рассчитаем суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное)
Рассчитаем диаметр выходного конца вала
Принимаем диаметр цапф под подшипники
Принимаем диаметр вала между выходным концом и цапфой под подшипник =43мм
Принимаем посадочный размер вала под зубчатым колесом d=46мм
Принимаем диаметр буртика
Принимаем размеры шпоночной канавки b=14мм h=9мм
Рассчитаем момент сопротивления сечения вала
Рассчитаем амплитуду номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжения изгиба
Рассчитаем коэффициент безопасности по изгибу
Рассчитаем коэффициент безопасности по кручению
Рассчитаем среднее напряжение
Рассчитаем коэффициент безопасности для сечения по кручению
Рассчитаем общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения
2. Расчет ведущего вала.
Сила нагружающая вал от шкива
Принимаем расстояние между шкивом и левым подшипником
Принимаем диаметр вала между выходным концом и цапфой под подшипник =32мм
Принимаем посадочный размер вала под зубчатым колесом d=36мм
Принимаем размеры шпоночной канавки b=10мм h=8мм
Геометрические расчеты передач.
1 Рассчитаем геометрию цилиндрического колеса
Фаски венца на диаметре вершин
Диаметр расположения отверстий
Рисунок 5.1 – Параметры зубчатого колеса
2. Рассчитаем геометрию шкива.
Материал шкива и размеры ступицы
Придо 30 мс шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ15 СЧ20 (ГОСТ 1412-85).
Ведомый шкив крепится на быстроходный вал d=30мм примем
d=320 мм ремень сечения Б.
Шкив со спицами укороченный с одного торца обода (тип 8). Основные размеры:
Наружный диаметр шкива de=d+2b=320+2·42=3284.
Ширина венца M=(z-1)·t+2f=(5-1)·19+2·125=101мм.
Шкив 8Б 5.320.30 СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Размер спиц элиптического сечения
Рисунок 5.2 – Параметры шкива
Выбор и проверочный расчет подшипников качения.
1 Выберем подшипник для ведущего вала.
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75.
Рассчитаем реакции опор
Выбираем шариковый однорядный подшипник
Определяем динамическую и статическую грузоподъемность
Определяем эквивалентные нагрузки
Производим второй расчет для первой опоры как более нагруженной
Определяем отношение
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность
Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника
2 Выберем подшипник для ведомого вал.
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75.
Выбор и проверочный расчет муфт.
Выбираем кулачково-дисковую муфту.
Выбираем коэффициент режима работы
Рассчитаем расчётный момент
По таблице (175 Кузьмин) находим что для валов диаметром 40 мм подходит муфта с наружным диаметром D=170 мм и допускаемым расчётным моментом Н·м.
Муфта кулачково дисковая 400-40-2-У3 ГОСТ 20720-81.
Проверочный расчёт муфты.
Условия износостойкости муфты.
Tp – расчетный момент Н мм; [p]=10 15МПа – допускаемое давление при термически необработанных деталях[p]=15 30 МПа – допускаемое давление при тех же материалах но хорошем смазывании hD и d – в миллиметрах.
Условие выполняется следовательно данная муфта подходит.
Расчёт крепления колес на валах.
Для закрепления на валах и передачи крутящего момента зубчатых колес и муфт применим призматические шпонки с плоскими торцами выполненные по ГОСТ 23360-78. Призматическая шпонка рассчитывается на смятие. Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки выступающая из вала. Принимаем материал шпонки - Сталь 40.
Подберем шпонку для 1 вала (шкив).
Проверим размер шпонки по допускаемым напряжениям. Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов:
где - напряжение смятия;
– крутящий момент на втором валу;
– рабочая длина шпонки;
– допускаемое напряжение на смятие.
Для шпонки со скругленными торцами где – полная длина шпонки
- ширина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины ступицы колеса или равная ей.
Т.к. расчетное напряжение смятия меньше допускаемого то условие прочности шпонки на смятие обеспечено.
Подберем шпонку для 2 вала (зубчатое колесо).
Проверим размер шпонки по допускаемым напряжениям
Подберем шпонку для 2 вала (муфта).
Выбор системы смазки смазочный материалов и уплотнений.
Для уменьшения потерь на трение в зацепление предотвращения заедания зубьев охлаждения зубчатых колес удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяются два способа смазки: картерная (окунанием) и циркуляционная. Выбор способа смазки зависит от конструкции передач (редукторы коробки передач) передаваемой мощности окружной скорости колес материалов зубчатых колес и критериев их работоспособности.
Наиболее простым и надежным способом является кратерная смазка применяемая при окружной скорости до . При большей скорости масло сбрасывается с зубьев колес возрастают потери на разбрызгивание повышается температура масла и быстрее теряются его смазывающие свойства.
В одноступенчатых передачах со скоростью до рекомендуется погружать в масло только колесо на глубину 3 4 модуля но не менее чем на 10 мм. В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни. С увеличением глубины погружения и скорости колес потери на разбрызгивание масла возрастают. Поэтому глубина погружения быстроходного колеса тихоходной и промежуточной ступеней не должна превышать 5 модулей. Колеса редукторов при окружной скорости не более можно погружать в масло на глубину до 13 и более радиуса колеса.
Если с соблюдением указанных рекомендаций не удается осуществить
смазку окунанием колес применяются вспомогательные смазочные шестерни.
При картерной смазке объем масляной ванны редуктора или коробки передач принимается из расчета 04 08 л масла на передаваемой мощности однако при этом толщина слоя масла под зубчатыми колесами должна быть не менее двух толщин стенки корпуса.
Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателей: фонарного трубчатого жезловых.
При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и
увеличиваться давление в корпусе что вызовет просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.
Смазывание зубчатых колес осуществляется погружением в масляную ванну т.к. скорость колеса меньше 12 мс. Рекомендуемая вязкость масла – . Рекомендуемая марка масла И-Г-А-32.
Уплотнением выступают манжеты армированные по ГОСТ 8752-79
1 Рассчитаем объём масляной ванны
Определим размеры корпусных деталей кожухов ограждений и установочной плиты.
Рассчитаем толщину стенки редуктора
Расчетная стенка редуктора для цилиндрического редуктора
Т.к. минимально-допустимая толщина стенки 8мм то примем
Рассчитаем расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора
До боковой поверхности вращающейся части
До боковой поверхности подшипника качения
Рассчитаем расстояние между вращающимися частями
Смонтированных на одном валу
Смонтированных на разных валах
Рассчитаем радиальный зазор от поверхности вершин зубьев
до внутренней поверхности стенки редуктора
до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
Выберем расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
Рассчитаем ширину фланца соединяемых болтом
Выберем толщину фланца боковой крышки
Рассчитаем высоту головки болта
h=088=7мм h’=088=7мм.
Рассчитаем рекомендуемые диаметры болтов соединяющих:
Редуктор с рамой(фундаментных)
корпус с крышкой у бобышек подшипников
корпус с крышкой по периметру соединения
Рассчитаем толщину фланцев редуктора
Корпуса (соединение с крышкой)
Корпуса (соединение с корпусом)
Также данный курсовой проект ознакомил меня с основными принципами работы инженера-конструктора. Дал понятие о трудностях инженерной работы научил продумывать разрабатываемый проект от начальной идеи до воплощения ее в чертежах.
Список используемой литературы
Детали машин проектирование; Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2005 г.
Расчеты деталей машин: Справ. пособие.А.В. Кузьмин И.М. Черныш Б.С. Козинцов. – 3-е изд. перераб. и доп. – Мн.: Выш. шк. 1986г.
Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский К.Н.Боков И.М.Чернин и др. - 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988г.

зубчатое колесо в бой.cdw

Угол накл. лин. зуб.
Межосевое расстояние
Радиус закруглений - 5мм
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых -
Сталь 40X ГОСТ 1050-80

шкив в бой.cdw

Балансировать статически. Допустимый дисбаланс - 6 г
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватывае-
Неуказанные литейные уклоны -3
литейные радиусы - (4

Привод печать!.cdw

Схема расположения крепления
элементов привода к раме
и элементов привода(1:5)
Технические требования
Прогиб ветви ремня не более
Непараллельность осей шкивов не более мм
Смещение рабочих поверхностей шкивов не более
Привод обкатать без нагрузки в течении
Стук и резкий шум не допускается.
Ограждения условно не показаны.
Ограждение ременной передачи и муфты установить и окрасить
Передаточное отношение U
передаточное отношение U
Частота вращения приводного вала
Крутящий момент на приводном валу
КПДМ152007.01.000.СБ
Ось электродвигателя
Техническая характеристика: