Проектирование привода цепного конвейера с червячным редуктором

Спецификация к 2-у листу(в).cdw

Курсовой проект по ДМ
ко второму листу (вал)
Подшипник 1215 ГОСТ 28428-90
Гайка М8 ГОСТ 5927-70

Спецификация к 2-у листу(м).cdw

Курсовой проект по ДМ
ко второму листу (муфта)
Ведущий фрикционный диск
Ведомый фрикционный диск
Заклёпки 10х14 ГОСТ 10299-80
Винт 10х30 ГОСТ 11380-84

Вал ред.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров: валов h14
Курсовой проект по ДМ

Общий вид привода.cdw

План размещения отверстий
под фундаментные болты
Частота вращения приводного вала
Общее передаточное число привода
Курсовой проект по ДМ
Радиальное биение и перекос валов редутора и
электродвигателя не более 0
Несовпадение вершин делительных конусов конической пары не
Монтажную точность обеспечить подгонной прокладкой
Шайба 20 ГОСТ 10906-78
Гайка М20 ГОСТ 5927-70
Гайка М30 ГОСТ 5927-70
Шайба 10 ГОСТ 10906-78
Гайка М10 ГОСТ 5927-70
Шайба 12 ГОСТ 10906-78
Гайка М12 ГОСТ 5927-70
Шайба 18 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 22 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Вновь изготовляемые детали.
Муфта предохранительная

Продолжение спецификации к1-у листу..cdw

Спецификация к первому листу
Подшипник 7208 ГОСТ 27365-87
Шайба 6 Н ГОСТ 6402-70
Подшипник 7313 ТУ37.006.162-89
Подшипник 2208 ГОСТ 8328-75

Редуктор.cdw

Внутренннюю полость редуктора покрыть эмалью НЦ-132П
красная ГОСТ 6631-74
Снаружи корпус редуктора покрыть эмалью МЦ-132П
серо-серебристая ГОСТ 6637-74
Обкатать редуктор в течение 1
После обкатки выявленные дефекты устранить и масло заменить.
В картер залить масло индустриальное И-20А в объёме 1
Протекание масла через крышки и прокладки не допускается.
При окончательной сборке в подшипниковые узлы червяка внести
консистентную смазку
а на плоскость разъёмных частей
нанести герметизированную бензоупорную смазку по ГОСТ 26191-84.
Номинальный момент на ведомом валу
Частота вращения ведущего вала
Передаточное отношение
Угол подъёма витков червяка
Коэффициент толщины червяка
Число зубьев червячного колеса
Курсовой проект по ДМ

ДМ Муфта.cdw

Сила прижатия дисков
Номинальный момент на валу муфты
Курсовой проектпо ДМ

Вал пер.cdw

Несоосность подшипниковых узлов
Курсовой проектпо ДМ

Записка.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Ижевский государственный технический университет
РАСЧЁТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по Деталям машин
Задание на курсовое проектирование . ..4
Кинематический расчет ..6
Расчет передач редуктора на ЭВМ и вывод к выбору варианта исполнения 9
Компоновка редуктора 13
Расчет валов и подбор подшипников 14
Ориентировочное определение диаметров валов ..14
Составление расчетных схем валов и определение реакций в опорах .14
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и нахождение опасных сечений 19
Проверочный расчет валов на выносливость по коэффициенту безопасности .. 23
Выбор подшипников и их проверочный расчет на долговечность по динамической грузоподъемности .. .27
Подбор предохранительной муфты . ..31
Список используемой литературы .32
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» это первая самостоятельная творческая инженерная работа при выполнении которой активно используются знания из ряда пройденных предметов.
При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от выбора схемы механизма через многовариантность решения до его воплощения в рабочих чертежах приобщаясь к инженерному творчеству.
Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала а также эксплуатационным экономическим технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач которые должны быть решены в процессе проектирования навой машины.
Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемой машины кинематическом расчете расчете зубчатых передач конструирование тормозных и предохраняющих устройств рам креплений.
Кинематический расчет.
Выбор электродвигателя:
Указанные в технических заданиях исходные данные позволяют определить статическую мощность электродвигателя:
- рабочее усилие на тяговой звёздочке
- общий коэффициент полезного действия задаваемый ориентировочно. В нашем случае примем
На основании требуемой мощности по каталогу выбирается электродвигатель. Данному условию удовлетворяют два электродвигателя 132S4 с частотой вращения 1440 обмин и 132М6 с частотой вращения 960 обмин.
Определение общего передаточного числа привода:
Общее передаточное число привода определяется отношением:
Выбираем электродвигатель 132S4с частотой вращения 1440 обмин.
Разбивка передаточного числа по ступеням привода:
Полученное значение передаточного числа определяет кинематическую схему механизма которая состоит как правило из двух-трех ступеней механических передач. В нашем случае кинематическая схема механизма состоит из двух ступеней.
Общее передаточное число привода должно быть разбито между составляющими привод передачами следующим образом:
- передаточное число червячной пары
- передаточное число конического зацепления
При этом произведение указанных передаточных чисел не должно давать отклонение от расчетного общего передаточного числа более 4%.
Определение чисел оборотов и крутящих моментов на валах привода:
После разбивки общего передаточного числа по ступеням привода необходимо уточнить его кинематическую схему и определить для каждого вала привода число оборотов и передаваемый крутящий момент.
Очевидно что для первого вала напрямую соединяемого с электродвигателем .
Для последующих валов соответственно:
Крутящие моменты на каждом валу привода вычисляются по формуле:
Pi (кВт) и ni (обмин) – мощность и число оборотов для соответствующего вала привода.
Найденные величины в последующем используются для конструктивного и проверочного расчетов элементов привода.
- КПД червячной пары равное 085
Рассчитаем срок службы
- срок службы в годах
- коэффициент годового использования
- коэффициент суточного использования
- продолжительность включения
Определим коэффициенты эквивалентности так как режим работы имеет ступенчатый график.
Расчет передач на ЭВМ.
Расчет закрытых передач.
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В МПА
) БРОНЗА БРОНФ 10-1-1
) БРОНЗА БРОЦС 5-5-5
) ЛАТУНЬ ЛЦАЖМЦ 23-6-3-2
ПОЛУЧЕННЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ МАТЕРИАЛА 1
Допускаемые напряжения(МПа): 227.0
Заданное передаточное отношение: 40.0
Заходность червяка: 1
Количество зубьев червячного колеса: 40.0
Момент на валу червячного колеса(Нм) 1590.00
Коэффициент нагрузки: 1.0
Модуль передачи(мм): 8.00
Межосевое расстояние(мм): 200.00
Коэффициент толщины червяка: 10.0
Полученное передаточное отношение: 40.0
Отклонение от заданного передаточного отношения составило: 0.0%
Делительный диаметр окружности червяка(мм): 80.00
Диаметр начальной окружности червяка(мм): 80.00
Наружный диаметр червяка(мм): 96.00
Диаметр впадин червяка(мм): 60.80
Диаметр делительной окружности колеса(мм): 320.00
ПОЛУЧЕННЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ МАТЕРИАЛА 1 (ПРОДОЛЖЕНИЕ)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса(мм): 336.00
Диаметр впадин зубьев червячного колеса(мм): 300.80
Наибольший диаметр червячного колеса(мм): 480.00
Угол подъема витков червяка(рад.): 0.10
Ширина венца червячного колеса(мм): 63.00
Угол трения в зацеплении(рад.): 0.03
Коэффициент полезного действия передачи: 79.79%
Площадь поверхности корпуса редуктора(мм2): 152742.38
Скорость скольжения в зацеплении(мс): 4.80
Температура масла в редукторе (градусы Цельсия) : 20.45
Осевая сила на червяке (Н): 9937.50
Окружная сила на червяке (Н): 1245.45
Окружная сила на червячном колесе (Н): 9937.50
Радиальная сила в зацеплении (Н): 3617.25
ДЛЯ ПЕРЕХОДА СЛЕДУЮЩЕМУ МАТЕРИАЛУ НАЖМИТЕ ЛЮБУЮ КЛАВИШУ>>>>>>>>
ПОЛУЧЕННЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ МАТЕРИАЛА 2
Допускаемые напряжения(МПа): 182.0
Количество зубьев червячного колеса: 39.0
Модуль передачи(мм): 10.00
Межосевое расстояние(мм): 224.00
Коэффициент толщины червяка: 7.1
Полученное передаточное отношение: 39.0
Отклонение от заданного передаточного отношения составило: -2.5%
Делительный диаметр окружности червяка(мм): 71.00
Диаметр начальной окружности червяка(мм): 58.00
Наружный диаметр червяка(мм): 91.00
Диаметр впадин червяка(мм): 47.00
Диаметр делительной окружности колеса(мм): 390.00
Диаметр вершин зубьев червячного колеса(мм): 397.00
Диаметр впадин зубьев червячного колеса(мм): 353.00
Наибольший диаметр червячного колеса(мм): 577.00
Угол подъема витков червяка(рад.): 0.17
Ширина венца червячного колеса(мм): 70.56
Коэффициент полезного действия передачи: 86.90%
Площадь поверхности корпуса редуктора(мм2): 196204.04
Скорость скольжения в зацеплении(мс): 3.51
Температура масла в редукторе (градусы Цельсия) : 20.23
Осевая сила на червяке (Н): 8153.85
Окружная сила на червяке (Н): 1617.76
Окружная сила на червячном колесе (Н): 8153.85
Радиальная сила в зацеплении (Н): 2968.00
ПОЛУЧЕННЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ МАТЕРИАЛА 3
Допускаемые напряжения(МПа): 133.0
Модуль передачи(мм): 12.50
Межосевое расстояние(мм): 280.00
Делительный диаметр окружности червяка(мм): 88.75
Диаметр начальной окружности червяка(мм): 72.50
Наружный диаметр червяка(мм): 113.75
Диаметр впадин червяка(мм): 58.75
Диаметр делительной окружности колеса(мм): 487.50
Диаметр вершин зубьев червячного колеса(мм): 496.25
Диаметр впадин зубьев червячного колеса(мм): 441.25
Наибольший диаметр червячного колеса(мм): 721.25
Ширина венца червячного колеса(мм): 88.20
Угол трения в зацеплении(рад.): 0.02
Коэффициент полезного действия передачи: 87.15%
Площадь поверхности корпуса редуктора(мм2): 279956.35
Скорость скольжения в зацеплении(мс): 4.39
Температура масла в редукторе (градусы Цельсия) : 20.16
Осевая сила на червяке (Н): 6523.08
Окружная сила на червяке (Н): 1290.45
Окружная сила на червячном колесе (Н): 6523.08
Радиальная сила в зацеплении (Н): 2374.40
Из полученных данных целесообразно использовать данные для 2 материала потому как в нём во-первых отклонение от заданного передаточного отношения составило 0 % а как известно данное отклонение не должно превышать 4%; во-вторых КПД вполне удовлетворительный (8690%); в-третьих более высокие допускаемые контактные напряжения (182 МПа).
Компоновка редуктора.
Расчет валов и подбор подшипников.
Ориентировочное определение диаметра вала
Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.
Округлим значение по стандартному ряду: d=80 (мм).
Конструктивно примем диаметр участка вала под подшипник равный 80 (мм).
Диаметр выходного конца червяка соединяемого с валом электродвигателя рекомендуется назначать равным диаметру выходного конца вала двигателя для возможности соединения валов стандартной муфтой.
Составление расчетных схем валов и определение реакции в опорах.
Рассмотрим ось (yox):
Рассмотрим ось (zox):
Вал червячного колеса.
Построение эпюр изгибающих и крутящих
моментов и нахождение опасных сечений.
Вал червячного колеса:
Проверочный расчет валов
на выносливость по коэффициенту безопасности.
Произведем проверочный расчёт вала в опасном сечении. Опасным является сечение червяка.
Общий коэффициент запаса прочности s определяют из формулы:
откуда условие прочности вала по коэффициенту безопасности (запаса прочности) выглядит следующим образом:
где [s] – допускаемый коэффициент безопасности принимаемый в пределах от 25 до 10 но для обеспечения прочности вала достаточно иметь s
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
В этих формулах -1 и -1 – пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения. Значение -1 вычисляют в зависимости от предела прочности В по эмпирической формуле
Предел выносливости на кручение
Материал вала – сталь 45 с .
k и k – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 11.2 [2]).
следовательно k =196 и k =136
и – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений (таблица 11.6 [2]).
– коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности; примем =1;
и – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений соответственно
где и Wк – момент сопротивления изгибу и момент сопротивления кручению соответственно
M и Tкр – изгибающий и крутящий моменты соответственно.
m и m – средние напряжения нормальных и касательных напряжений
так как вал подвергается частому реверсированию то считают что напряжения кручения изменяются по симметричному циклу следовательно m=0;
и – коэффициенты равные 010 и 0 соответственно
s находится в пределах допускаемого следовательно вал выдержит.
Проверочный расчёт вала червячного колеса по коэффициенту безопасности.
Так как данное сечение вала ослаблено шпонкой то моменты сопротивления изгибу и кручению определяются следующим образом:
где b – ширина шпонки с – глубина шпоночного паза на валу.
сечение вала выдержит.
Выбор подшипников и их
проверочный расчет на долговечность
по динамической грузоподъемности.
Подберём подшипники для фиксирующей опоры вала червяка.
За исходные данные примем частоту вращения n =1440 обмин. осевую силу Fa =0 Н. диаметр посадочной поверхности под подшипник d =45 мм. Требуемая долговечность L10h =25000 ч.
Найдём радиальную силу действующую на подшипник
Принимаем предварительно подшипник роликовый конический радиально-упорный лёгкой серии 7209 с углом контакта α =14°.
Для этого подшипника по П20. [2] выбираем динамическую
грузоподъёмность С =50000 Н. коэффициент осевого нагружения e =0414 коэффициент осевой нагрузки Y =1450.
Подшипниковый узел фиксирующей опоры образуют два одинаковых радиально-упорных роликоподшипника которые рассматривают как один двухрядный подшипник нагруженный силами Fa и Fr причём каждый из подшипников принимает половину радиальной нагрузки поэтому окончательно принимаем Fr =40485Н.
Для комплекта из двух роликоподшипников имеем
Для данного подшипника
Отношение (при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент вращения V =1) больше e (20 > 037) поэтому окончательно принимаем коэффициент радиальной нагрузки X =067 .
Находим эквивалентную динамическую нагрузку
Принимаем KT =1 (температура работы подшипника меньше 100 С°) K =14.
Требуемая грузоподъёмность
Пригодность намеченного типоразмера подшипника оценивают по условию .
В данном случае это условие выглядит так
Так как следовательно намеченный подшипник подходит.
Подберём подшипники для плавающей опоры вала червяка.
Принимаем предварительно подшипник роликоподшипниковый радиальный с короткими цилиндрическими роликами лёгкой серии 2209 .
Для этого подшипника по П18. [2] выбираем динамическую
грузоподъёмность С =44000 Н.
Подшипниковый узел плавающей опоры не воспринимает осевых нагрузок поэтому отношение
Из таблици 7.1 [1] Х=056 Y=23 e=0.19
Отношение (при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент вращения V =1) .окончательно принимаем коэффициент радиальной нагрузки X =056 .
Подберем подшипники для опор вала червячного колеса
За исходные данные примем частоту вращения n =145 обмин. диаметр посадочной поверхности под подшипник d =75 мм. Требуемая долговечность L10h =25000 ч.
Найдём радиальные силы действующие на подшипники
Принимаем предварительно подшипник роликовый конический однорядный средней серии 7215 с углом контакта α =1014°.
грузоподъёмность С =107000 Н. коэффициент осевого нагружения e =0388 коэффициент осевой нагрузки Y =1547.
Находим осевые составляющие от радиальных нагрузок:
Из табл. 7.2 [1] т.к. S1>S2 ; Fa>0; Fa1= S1 Fa2= Fa1+Fa
Отношение (при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент вращения V =1) больше e (0.238 > 0287) поэтому принимаем коэффициент радиальной нагрузки X =1 .
Отношение (при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент вращения V =1) что больше e (0.511 > 0287) поэтому принимаем коэффициент радиальной нагрузки X =04 .
Требуемая грузоподъёмность по наибольшей эквивалентной динамической нагрузке.
Выбор предохранительной муфты.
Dвн=2dв=140мм - внутренний диаметр
Dн = Dвн 2=280мм - наружный диаметр
D0= (Dвн+ Dн)2=210мм
i- количество фрикционных дисков
-требуемая сила нажатия
Список используемой литературы.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. — 4-е изд. перераб. и доп. — М.: Высш. шк. 1985 — 416 с. ил.
Червнавский С. А. Снесарев Г. А. Козинцов Б. С. и др. Проектирование механических передач. учебно-справочное пособие для втузов. — 5-е изд. перераб. и доп. — М.: Машиностроение 1984. — 560 с. ил.
Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для мтудентов высш. техн. учеб. заведений.— 5-е изд. перераб.— М.: Высш. шк. 1991.— 383 с.: ил.

Крышка.cdw

Неуказанные радиусы 2мм мах.
Неукаеаные предельные отклонения размеров поверхностей
t2 среднего класса точности;
t2 грубого класса точности.
Курсовой проект по ДМ

Червячное колесо.cdw

Коэффициент смещения червяка
Степень точности СТ СЭВ 311-76
Межосевое расстояние
Делительный диаметр
Число витков сопряжённого червяка
Неуказанные радиусы 5мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов - t
среднего класса точности.
Болт (позиция 3) после затяжки обрубить и расчеканить.
Курсовой проект по ДМ
Болт М8 х 25 ГОСТ 15589-70

Спецификация к 1-у листу.cdw

Курсовой проект по ДМ
Кольцо мазеудерживающее
Шайба 6 Н ГОСТ 6402-70
Гайка М45 ГОСТ11871-88
Шайба М45 ГОСТ 11872-89
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70
Гайка М20 ГОСТ 5927-70