Проектирование привода общего назначения

Лист3.cdw

Радиальное смещение осей не более 0
Осевое смещение не более
Угловой перекос не более 1
Техническая характеристика:
Схема расположения крепежных отверстий на плите

Сборочный чертёж.cdw

Технические требования
внутреннюю поверхность корпуса покрыть маслостойкой краской
плокость разъёма уплотнить пастой "Герметик
в полость редуктора залить масло Индустриальное И-30 А в объёме 0.7л
подшипники отрегулировать прокладками 12 и гайкой шлицевой 19
Частота вращения выходного вала
вращающий момент на выходном валу
Передаточное отношение

Спецификация (к).spw

Лист2 (часть1)_Колесо.cdw

Колесо зубчатое коническое
HB 220 230 т.о. - улучшение.
Неуказанные предельные отклонения размеров
Радиусы скруглений 2 мм.
*Размеры для справок.
Угол делительного конуса
Межосевой угол передачи
Внешнее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр

Курсовой проект.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по деталям машин
«Проектирование привода
Техническое задание.
По Шейнблиту Задание 2 вариант 4
Глава 1. Кинематический расчет привода.
1.Требуемая мощность рабочей машины
Pрм = FV= 4 0.6 = 24 кВт
= м кзп цзп ³ пк = 098095095099³ = 0858
кзп – КПД конической закрытой передачи
цзп – КПД цилиндрической зубчатой (открытой) передачи
пк – КПД подшипников качения
3.Требуемая мощность двигателя
Двигатель выбираем исходя из условия Рдв≥Ртр
А112МА6У3 n ном=955 обмин Рдв=3 кВт d=32мм
1. Передаточное число привода и его ступеней
2. Разбивка на ступени
Uоп = 424 – передаточное отношение открытой передачи
Uзп = 35 – передаточное отношение закрытой передачи
Рвх=Рдвм=3098=294 кВт
Рвых=Рвх кзп пк = 294095099=276 кВт
Ррм=Рвых оп пк = 276095099 = 26 кВт
2. Частота вращения n обмин
nвх= nдв = 955 обмин
nвых = nвхUзп = 95535= 27285 обмин
nрм= nвыхUоп = 272.854.24 = 6435 обмин
3Угловая скорость W 1с
Wном= nдв30= 31495530 = 100
Wвых= WвхUзп = 10035 = 2855
Wрм= WвыхUоп = 2855424=673
4. Вращающий момент Т Нм
Тдв = Рдв 10³Wном = 310³100= 30 Нм
Твх = Тдв м пк = 30095099= 29106 Нм
Твых = Твх Uзп зп пк = 2910635095099 = 855 Нм
Трм = Твых Uоп оп пс = 858093424 = 33832 Нм
Глава 2. Выбор материала зубчатых передач.
Выбор твердости термообработки и материала колес.
1. Материал. Сталь 40Х ([1]; табл 3.1)
2. Вид термообработки шестерни и колеса. Улучшение ([1]; табл 3.1)
3. Интервал твердости зубьев шестерни (1) и колеса (2).
HB2 = 235 262 ([1]; табл 3.2)
4.Средняя твердость зубьев шестерни (1) и колеса (2).
5.Механические характеристики материала.
н1 = 900 Нмм² т1 = 750 Нмм² -1 1 = 410 Нмм²
н2 = 790 Нмм² т2 = 640 Нмм² -1 2 = 375 Нмм² ([1]; табл 3.2)
6.Предельные значения размеров заготовки.
Dпред1 = 125мм Sпред1 = 80мм
Dпред2 = 200мм Sпред2 = 125мм
Определение допускаемых контактных напряжений.
1. Коэффициенты долговечности для шестерни (1) и колеса (2)
N1 = 5731Lh = 5731003656240408 =
Lh = 365 Lhгод 24 Кс Кг
N2 = 5732Lh = 573 2855 365 6 24 04 08=
2. Допускаемое контактное напряжение
[]HO1 = 1.8HB1ср + 67 = 1.8 285.5 + 67 = 5809
[]HO2 = 1.8HB2ср + 67 = 1.8 248.5 + 67 = 5143
3. Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса
[]H1 = KHL1 []HO1 = 1 5809 = 5809
[]H2 = KHL2 []HO2 = 1 5143 = 5143
Далее в расчетах используется наименьшее значение []H2
Определение допускаемых напряжений изгиба
1 .Коэффициент долговечности
2. Допускаемое напряжение изгиба
[]FO1 = 1.03HB1ср = 1.03 285.5 = 294.065
[]FO2 = 1.03HB2ср = 103 2485 = 255955
3.Допуск изгиба для зубьев шестерни и колеса.
[]F1 = KFL1 []FO1 = 1 294065 = 294065
[]F2 = KFL2 []FO2 = 1 255.955 = 255.955
Далее в расчетах используется наименьшее значение []F2
Глава 3. Проектный расчет закрытой конической передачи.
Внешний делительный диаметр.
de2 = 180мм ([1] табл 13.15)
Углы делительных конусов.
Внешнее конусное расстояние.
Re = 180 2 0.96 = 93.75мм
Ширина венца шестерни и колеса.
b = 0.285 93.75 = 26.78мм = 27 мм
Внешний окружной модуль.
me = 14 85.8 10³ 0.85 180 255.955 = 1.136
Число зубьев шестерни и колеса.
Z2 = de2 me = 1801.136 = 158
Z1 = Z2 Uкр = 1583.5 = 45
Фактическое передаточное отношение.
Uф = Z2 Z1 Δф = Uф – U U
Δф = 3.51-3.5 3.5 = 0.2%
Действительные углы делительных конусов.
Выбираем е1 для прямозубой шестерни.
е1 = 022 е2 = -022 ([1] табл 4.6)
Фактический внешний диаметр шестерни и колеса.
de2 = me Z2 = 1.136 158 = 179.49 мм - для колеса
de1 = me Z1 = 1.136 45 = 5112мм - для шестерни
Диаметры вершин зубьев:
da1 = de1 + 2(1 + е1)me cos1
da1 = 51.12 + 2(1+0.22)1.136 0.961 = 53.78мм
da2 = de2 + 2(1 - е1)me cos2
da2 = 17949 + 2(1 – 0.22) 1.136 0.27 = 179.97мм
Диаметры впадин зубьев:
df1 = de1 – 2(1.2- е1)me cos1
df1 = 51.12 – 2(1.2 – 0.22) 1.136 0.961 = 50.05мм
df2 = de2 – 2(1.2 + е1)me cos2
df2 = 179.9 – 2(1.2 + 0.22) 1.136 0.27 = 175.46 мм
Средний делительный диаметр.
d1 = 0.857de1 = 43.8 мм
d2 = 0857de2 = 153.82мм
Проверка прочности заготовки.
da12 +6мм ≤ Dпред 12
78 + 6 мм = 5978 125
997 + 6 мм = 18597 200
Условия выполняются.
Проверка контактности напряжений.
F1 = 2Tвых de2 = 2 85.8 10³ 179.49 = 956H
Проверка по напряжениям изгиба.
Глава 4. Расчет открытой цилиндрической передачи.
Межосевое расстояние.
b2 = a aw = 0.25 118 = 29.5мм
Увеличиваем модуль на 30%
Округляем в сторону большего по стандартному ряду значений
Определяем суммарное число зубьев шестерни (1) и колеса (2)
Определяем число зубьев шестрерни (1)
Определяем число зубьев колеса (2)
Определяем фактическое передаточное отношение
Uф = z2z1= 12730 = 4.23
ΔU = (4.23 – 4.24) 4.23 = 0.2%
Определяем фактическое межосевое расстояние
Определяем геометрические параметры передачи.
Делительные диаметры:
d1 = z1m = 30 1.5 = 45мм
d2 = z2m = 127 1.5 = 190.5мм
da1 = d1 + 2m = 45 + 3 = 48мм
da2 = d2 + 2m = 190.5 + 3 = 193.5мм
df1 = d1 – 2.4m = 45 – 3.6 = 41.4мм
df2 = d2 – 2.4m = 190.5 – 3.6 = 186.9мм
b2 = a aw= 0.25 118 = 29.5мм = 29мм
b1 = 29.5 + 2 = 31.5мм = 31мм
Проверяем межосевое расстояние
аw = (d1 + d2) 2 = (45+190.5) 2 = 117.75мм
Проверить пригодность заготовок
Dзаг = da1+6мм ≤ Dпред
Sзаг = b2 + 4мм ≤ Sпред
Проверяем контактные напряжения
Ft = 2Tвых 10 d2 = 2 85.8 10³ 190.5 = 900.8 Н
Проверяем напряжения изгиба.
Глава 5 . Нагрузки валов редуктора
Коническая закрытая предача.
Ft2 = 2Tвых 10³ 0.875de2 = 2 85.8 10³ 0.875 179.49 = 10926 Н
Радиальная сила: Fr2 = Ft2 tg20 sin 1
Fr2 = 10926 036397 0274721 = 10925 H
Осевая сила: Fa2 = Ft2 tg20 cos 1
Fa2 = 10926 036397 0961524 = 38234 H
Расчетная схема валов редуктора.
Открытая цилиндрическая передача:
Ft2 = 2Твых 10³ d2 = 2 855 10³ 157 = 1093Н
Радиальная: Fr1 = Fr2
Fr2 = Ft2 tg α = 1093 tg 20º = 1093 0.36397 = 3978 H
Ft1 = 1093Н Fr1 = 3978 H
Ft2 = 1093H Fr2 = 3978 H
Глава 6. Разработка чертежа общего вида редуктора.
Буквенное обозначение
Диаметр ступени выходного вала
Толщина стенки корпуса
Диаметр ступени под подшипники
Габариты подшипников
Диаметр ступени под уплотнение
Диаметр выходного участка вала (2)
Длина выходного участка вала (2)
Диаметр упорного буртика
Диаметр выходного участка вала (1)
Длина выходного участка вала (1)
Диаметр резьбы цилиндрич. гайки
Ширина фланца корпуса (бобышков)
Диаметр стяжных болтов
Диаметр фундаментальных болтов
Ширина фланца основания корпуса
Диаметр винтов крышек подшипников
Параметры шпоночного соединения для вала: с диаметром dв2
Глава 7. Проверочный расчет выходного вала.
Расчет и построение эпюр изгибающих моментов.
Ft2 = 10926 Н Fr2 = 10925 H Fa2 = 38234 H
Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении
М1 = √M²z1+M²y1 M2 = √M²z1+M²y2
Мy1 = 1996 Н мм My2 = -32380 Н мм
Mx = Твых = 85800 Нмм
Расчет коэффициента запаса усталостной прочности.
Вал изготавливается из стали 40.
-1 = 043 в = 043 620 = 267 МПа
-1 = 058 -1 = 058 267 = 155 МПа
Коэффициенты концентрации напряжений:
k = 0.9 + 0.0014 в = 1.768
k = 0.6 + 0.0016 в = 1.592
= 0.984 – 0.0032dk2 = 0895
= 0.86 – 0.003dk2 = 0.776
Коэффициент шероховатости: = 092
Коэффициенты асимметрии цикла: = 02 ; = 01
Осевой W и полярный Wp моменты сопротивления
t1 = 3.5мм ([2] табл 4)
W = 2140.39-222.665 = 1917.72 мм³
Wp = 4280.78 – 222.665 = 4058.116 мм³
Напряжения в опасном сечении:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:
Коэффициент запаса усталостной прочности:
Проверка условий прочности:
Глава 8. Проверочный расчет подшипников выходного вала.
Осевая сила Fa2 = -38704Н
Динамическая грузоподъемность подшипников Cr=24000Н
Полные реакции опор:
Параметр осевого нагружения:
Осевые составляющие реакций опор:
Результирующие осевые нагрузки на опоры:
SA = SrB + Fa2 = 1149H
Коэффициенты радиальной Х и осевой У нагрузок:
>e и XA=0.4; YA=1.49
Приведенная радиальная нагрузка на каждой опоре:
Долговечность наиболее нагруженного подшипника:
Глава 9. Подбор соединительной муфты.
Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую звездочкой по ГОСТ 14084-76. Муфты со звездочкой обладают большой радиальной угловой и осевой жесткостью.
Проверка на передаваемый момент Тр:
Глава 10. Подбор смазки и уплотнений валов.
Сорт масла выбирается по кинематической вязкости которая зависит от величины контактных напряжений в зубьях и окружной скорости колеса Vокр.
Выбираем кинематическую вязкость = 28мм²с ([2] табл 6)
По значению кинематической вязкости выбираем сорт и марку масла:
Сорт: Индустриальное ([2] табл 7)
В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.
Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» Калининград: «Янтарный сказ»1999
Методические указания «Конический редуктор».
Техническое задание .2
Глава 1. Кинематический расчет привода ..3
Глава 2. Выбор материала зубчатых передач .4
Глава 3. Проектный расчет закрытой конической передачи . ..6
Глава 4. Расчет открытой цилиндрической передачи . .9
Глава 5 . Нагрузки валов редуктора . .11
Расчетная схема валов редуктора . ..12
Глава 6. Разработка чертежа общего вида редуктора .. 13
Глава 7. Проверочный расчет выходного вала 15
Глава 8. Проверочный расчет подшипников выходного вала 17
Глава 9. Подбор соединительной муфты . .18
Глава 10. Подбор смазки и уплотнений валов 19
Список литературы 20

Моя компановка.cdw

Моя компановка вид спереди.cdw

Лист2 (часть2)_Вал.cdw

Сталь 35 ГОСТ 1050-74
т.о. - нормализация.
Неуказанные предельные отклонения размеров

колесо.cdw

Угол делительного конуса
Внешнее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр
Межосевой угол передачи

вал.cdw