Курсовой проект - Привод ленточного транспортера

Рама Тимофеев.cdw

Подготовка кромок для сварки - ГОСТ 8713-74.
Сварка ручная электродом Э- 42 -
Отверстия сверлить после сварки рамы.
Погрешность в расположении отверстий
допускаемы в пределах радиального зазора
между поверхностями соответствующего
болта или отверстия.
Параметры шероховатости сварных швов Ra 25.
Схема размещения фундаментных болтов (М 1:10)

PZ Тимофеев.docx

Задание на проектирование3
Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода4
1. Расчет требуемой мощности4
2. Частоты вращения валов4
3. Расчет общего передаточного числа привода4
4. Передаточное число зубчатой передачи 4
5. Частоты вращения валов4
6. Мощности передаваемые валами5
7 Крутящие моменты на валах5
Расчет зубчатой передачи5
1. Выбор материалов зубчатых колес5
2. Допустимые контактные напряжения6
3. Допустимые напряжения изгиба7
4. Проектный расчет зубчатой передачи8
5. Проверочный расчет передачи10
6. Силы в зацеплении13
Выбор подшипников 14
Выбор корпуса для подшипникового узла крышек манжетных уплотнений и концевой шайбы 15
Проектирование сварной рамы 15
Общие сведения. Критерии работоспособности машин и расчёта деталей машин. Прочность. Жёсткость. Износостойкость. Теплостойкость 17
Тяговое усилиеF=7 кН
Скорость ленты V=15 мс
Диаметр барабана .D=200 мм
Частота вращения ведомого валаn=90 мин-1
Период включенияПВ=55%
Срок службы передачиLn=7 лет
Коэффициент использования передачи:
в течение сутокKc=07
Тип зубчатой передачикосозубая
Реверсивностьреверсивная
Кинематическая схема редуктора
Для данной работы необходимо рассчитать и оптимально спроектировать привод ленточного транспортёра включающий: электродвигатель две муфты двухступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор.
Электродвигатель приводит в движение редуктор передавая ему вращающий момент. Редуктор – понижает угловую скорость и соответственно повышает вращающий момент ведомого вала по сравнению с ведущим. Тихоходный вал редуктора вращает вал исполнительного механизма - зубчатая передача. Валы соединены между собой муфтами для компенсации их несоосности.
Привод крепится на сварной раме для обеспечения удобства ремонта и обслуживания.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА
11.1 Требуемая мощность электродвигателя
где F – Сила натяжения ленты F = 7 кН; V – скорость движения ленты V=16 мc
где - КПД муфты - КПД зубчатой передачи - КПД одной пары подшипников качения примем
По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S2У3 с ближайшей большей стандартной мощностью Pдв = 15 кВт синхронной частотой вращения nдв= 3000 мин-1 и скольжением S = 23 %.
21.2 Частота вращения вала двигателя
n1= nдв (1 – ) ==2937 мин-1
3 1.3 Общее передаточное число привода
41.4 Передаточное число зубчатой передачи
51.5 Частоты вращения валов
61.6 Мощности на валах
71.7 Крутящие моменты передаваемые валами
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
82.1 Выбор материалов зубчатых колес
Определим размеры характерных сечений:
Sm=12 (1+Uт) =12 (1+45) =2248мм
Диаметр заготовки колеса равен:
dк=UтDm=458175=367875 мм
Выбираем материалы зубчатых колес:
Принимаем для колеса – сталь 40 термообработку – улучшение твердость поверхности зуба колеса 192 228 HB.
Принимаем для – сталь 45 термообработку – улучшение твердость поверхности зуба шестерни 235 262 HB.
Средние значения твердости поверхности зуба колеса и шестерни:
HB1=05(HB1min+HB1max)=05(192+228)=210
HB2=05(HB2min+HB2max)=05(235+262)=2485
92.2 Расчет допускаемых контактных напряжений:
где j=1 для шестерни j=2 для колеса;
Hlim j предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1])
Hlim1 =2HB2+70=567 МПа
Hlim2= 2HB1+70=490 МПа
SHj коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1])
KHLj - коэффициент долговечности;
где NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений.
NHЕj – эквивалентное число циклов напряжений:
n - коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений в зависимости от режима нагружения: n =05 - ср.равн.
Nj - суммарное число циклов нагружения:
nj – частота вращения шестерни или колеса n2= 65267мин-1 n3= 14504 мин-1;
th - суммарное время работы передачи
th = 365L24KгКсПВ = 36572407055 04=944328 ч
N1= 6065227 944328=370106
N2= 6014504944328=82106
Коэффициенты долговечности:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:
HP=045(HP1+HP2)=045(5155+4455)=4324 МПа
HP=123*HPmin =123=5479 МПа
24 МПа5479 Мпа следовательно принимаем допускаемое контактные напряжения HP=4324МПа
10 2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба:
где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе:
F lim 1 =175НВ2=1752485=434875 МПа
F lim 2 =175НВ1=175210=3675МПа
SFj коэффициент безопасности при изгибе:
KFCj коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода:
KFLj коэффициент долговечности при изгибе:
NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4106.
NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется в зависимости от режима нагружения и способа термообработки:
Допускаемые напряжения изгиба:
112.4 Проектный расчет зубчатой передачи
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
где - коэффициент вида передачи =410 – для косозубой передачи
KН - коэффициент контактной нагрузки предварительно примем KН =12.
- коэффициент ширины зубчатого венца = 0315.
Расчетное межосевое расстояние:
aw = 410 (45+1) 2098 мм
Округлим aw до ближайшего большего стандартного значения: aw=225 мм.
Модуль выберем из диапазона:
m = (001 002) aw =(001 002) 225 = 225 45 мм
Примем из диапазона стандартное значение: m =4 мм
Суммарное число зубьев:
где 1=12° для косозубой передачи.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Z2= Z – Z1=110-20=90
Фактическое передаточное число:
Значение Uф не должно отличаться от номинального более чем на 4 %.
Ширина венца колеса:
4875 w2==0315225=7088 мм
Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда Ra20 на с. 14 [1]:
Ширина венца шестерни:
bw1= bw2+(3 5) мм=75+ (3 5) мм=(78 80)мм
Округлим bw1 до ближайшего числа из ряда Ra5 на с. 14 [1]:
Определим диаметры окружностей зубчатых колес:
Диаметры делительных окружностей косозубых колес:
Проверка: мм. Верно.
Диаметры окружностей вершин:
da1 =8185+24=8985 мм
da2=36815+24=37615 мм
Диаметры окружностей впадин:
df1 =8185-254=7185 мм
df2 =36815-254=35815 мм
Вычислим окружную скорость в зацеплении:
Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении:
122.5 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
Контактные напряжения:
где Z - коэффициент вида передачи Z = 8400
KН - коэффициент контактной нагрузки
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:
KHα =1+ A (nст – 5) Kw
где А = 015 для косозубой передачи;
Kw - коэффициент учитывающий приработку зубьев.
Kw = 0002НВ2 + 0036(V – 9)=0002210+0036(28-9)= 0197
KHα =1+015(8-5)0197=124
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:
где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы определяемый по табл. 9.1 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.
= 05( + 1)=0504(45+1)=11
Методом линейной интерполяции:
KH =1+(107-1)0197=1014
Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1] для косозубой:
Расчетные контактные напряжения:
Допускается перегруз по контактным напряжениям не более 5% рекомендуемый недогруз до 20%. Расчет перегруза или недогруза выполним по формуле:
H=100=100=28% - недогруз в пределах нормы.
Проверка изгибной прочности зубьев:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Коэффициенты формы зуба:
где ZVj - эквивалентное число зубьев для прямозубых передач ZVj = Zj для непрямозубых передач ZVj = .
где YF1 коэффициент формы зуба;
Коэффициент нагрузки при изгибе:
KFα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:
Для косозубой передачи: KFα =1+А(ncт-5)=1+015(8-5)=145
KF - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:
KF = 018 + 082K=018+082107=106
Динамический коэффициент при НВ2 350:
KFV = 1+ 15(KHV – 1)=1+15(115-1)=1225
KF = 14510571225=188
F2=Мпа FP2= 1257 МПа
Допускается перегруз по напряжениям изгиба не более 5 % недогруз не регламентируется.
Условия изгибной прочности передачи выполняются поскольку F1FP1 и F2FP2.
132.6 Силы в зацеплении
Окружная сила: Ft = = Н
Радиальная сила: Fr = =161881 Н
Осевая сила в косозубых передачах: Fа = Ft =93157 Н.
Выбор редуктора осуществляем по следующим рассчитанным величинам:
Uз.п.=2025 T2=17782 Hм (Tт.в>T2) aw=225 мм m=4 мм.
Выбираем редуктор цилиндрический двухступенчатый горизонтальный
Ц2-250 с параметрами:
Uр =2025; Tт.в= 4000 Нм;
Хвостовики валов имеют цилиндрическую форму
Выполняем проверку для диаметров вала электродвигателя и редуктора.
Условия выполняются так как dэл=105d1.
1 Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (по ГОСТ 21424-93)
по: dдв=42 мм d1=40 мм; Tб(р)=Т1=4199 Н·м
dм=42мм; Тм= 250 Н·м>Т1
где К1 - коэффициент учитывающий степень ответственности передачи (К1=1 - остановка машины)
К2 - коэффициент учитывающий условия работы (К2=13; К2=15 – тяжелая работа с ударами реверсивные механизмы)
К3 - коэффициент учитывающий угловое смещение (К3 =125 – смещение до 05)
2 Для соединения тихоходного вала редуктора и вала исполнительного механизма выбираем муфту зубчатую (по ГОСТ 5006-83) по dм= dт.(р) =125 мм.
Траб=Н·м >Т3=73714 Н·м
Выбираем шпонку призматическую (по ГОСТ 23360-78) по d1т=dт.в.=125мм. Длина шпонки:
l’шп=l1 - 10=165-10=155 мм
Округляя по ряду стандартных размеров получаем lшп=160 мм.
a. Выбираем шпонку призматическую (по ГОСТ 23360-78) по d3т = 135 мм. Длина шпонки:
l’шп=l3 - 10=112-10=102 мм
Округляя по ряду стандартных размеров получаем lшп=100 мм.
b.Допускаемые напряжения смятия.
см1==1316 МПа120 Мпа
см2==2133 МПа120 Мпа
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) по d2= d1 +5=125+5=130 мм: легкая серия условное обозначение подшипника 226.
ВЫБОР КОРПУСА ДЛЯ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА КРЫШЕК МАНЖЕТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ И КОНЦЕВОЙ ШАЙБЫ
1 Выбираем корпусы подшипников на базе разъемных корпусов подшипников качения широкой серии РШ с крышками в сборе ГОСТ 13218.9-80. Типоразмер 230 Dп=230 мм. Количество болтов в корпусе: 2 (болт М20 lболта=36мм).
2 Выбираем манжетное уплотнение: d3=d2+5=130+5=135 мм.
3 Выбираем концевую шайбу 7019-0643 (по ГОСТ 14734-69) в соответствии с d2=130 мм.
4 Выбираем крышку глухую в соответствии с Dп=230 мм.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ СВАРНОЙ РАМЫ
1 Для сварной рамы выбираем швеллер стальной горячекатаный 18У (по ГОСТ 8240-97) по dб=27 мм с b=70 мм и высотой h=180 мм где dб – диаметр фундаментных болтов b – ширина полки швеллера b≥32dб; h – высота швеллера h≥(01 015)L L – габаритный наибольший размер рамы.
2 Длину рамы выбираем конструктивно L=2200 мм ширина рамы Н=952 мм. Необходимое число фундаментных болтов – 14.
3 Для соединения электродвигателя со сварной рамой выбираем болт М12 по dотв.д.=13 мм (по ГОСТ 7798-70). В соответствии с размером болта М12 выбираем: шайбу косую (по ГОСТ 10906-78) шайбу пружинную нормальную (по ГОСТ 6402-70) гайку шестигранную (по ГОСТ 5915-70).
4 Для соединения редуктора со сварной рамой выбираем болт М24 по dотв.р.=30 мм. В соответствии с размером болта М24 выбираем: шайбу косую (по ГОСТ 10906-78) шайбу пружинную нормальную (по ГОСТ 6402-70) гайку шестигранную (по ГОСТ 5915-70).
5 Для соединения опоры корпуса для подшипникового узла со сварной рамой выбираем болт М20 по dотв.оп.=22 мм (по ГОСТ 7798-70). В соответствии с размером болта М20 выбираем: шайбу косую (по ГОСТ 10906-78) шайбу пружинную нормальную (по ГОСТ 6402-70) гайку шестигранную (по ГОСТ 5915-70).
6 Устанавливаем ребра жесткости. Для ребер жесткости выбираем толщину = 6 мм.
КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЁТА ДЕТАЛЕЙ МАШИН. ПРОЧНОСТЬ. ЖЁСТКОСТЬ. ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ. ТЕПЛОСТОЙКОСТЬ.
Работоспособностьюназывают такое состояние изделия при котором оно способно выполнять заданные функции с параметрами установленными требованиями технической документации (стандартами техническими условиями и т. п.). Требования предъявляемые к деталям машин без выполнения которых нормальная работа машины невозможна называют основными критериями работоспособности.
Основные критерии работоспособности деталей
Основными критериями работоспособности и расчёта деталей машин являются: прочность жёсткость износостойкость коррозионная стойкость теплостойкость виброустойчивость. Значение того или иного критерия для данной детали зависит от её функционального назначения и условий работы.
Например для крепёжных винтов – это прочность а для ходовых винтов – износостойкость.
При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основном выбором соответствующего материала рациональной конструктивной формой и расчётом размеров по главным критериям.
Главным критерием работоспособности для большинства деталей является прочность. Непрочные детали не могут функционировать стабильно. Неправильный выбор может привести к простоям и к несчастным случаям на производстве.
Как правило потери статической прочности или сопротивление усталости следует разрушение деталей. Потеря статической прочности происходит тогда когда значение рабочих напряжений превышает предел статической прочности материала. Это явление обычно связано со случайными перегрузками не учтёнными при конструкторских расчётах или со скрытыми дефектами деталей (раковины трещины и т.п.). Потеря сопротивления усталости происходит в результате длительного действия переменных напряжений превышающих предел выносливости материала. Сопротивление усталости значительно понижается при наличии концентратов напряжений связанных с конструктивной формой детали (галтели канавки и т.п.) или с дефектами производства (царапины трещины и пр.).
Жесткость ещё один важный критерий прочности характеризуется изменением размеров и форм детали под нагрузкой.
Расчёт на жёсткость предусматривает ограничение упругих перемещений деталей в пределах допустимых для конкретных условий работы. Такими условиями могут быть условия работы сопряжённых деталей. Например качество зацепления зубчатых колёс и условия работы подшипников ухудшаются при больших прогибах валов. Также в условия работы входят технологические условия. Например точность и производительность обработки на металлорежущих станках и значительной степени определяются жёсткостью станка и обрабатываемой детали.
Нормы жёсткости деталей устанавливают на основе практики эксплуатации и расчётов. Значение расчётов на жёсткость возрастает в связи с широким внедрением высокопрочных сталей у которых увеличиваются характеристики прочности а модуль упругости Е (характеристика жёсткости) остаётся почти неизменным. При этом чаще встречаются случаи когда размеры полученные из расчёта на прочность оказываются недостаточными по жёсткости.
Изнашивание – это процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этом увеличиваются зазоры в подшипниках в направляющих в зубчатых зацеплениях в цилиндрах поршневых машин и т.п. Увеличение зазоров снижает качественные характеристики механизмов – мощность к.п.д. надёжность точность и другие. Детали изношенные больше нормы бракуют и заменяют при ремонте. Несовременный ремонт приводит к поломке машины а в некоторых случаях к аварии на производстве. Статистика показывает что при современном уровне техники 85-90% машин выходят из строя в результате изнашивания и только 10-15% по другим причинам.
Изнашивание увеличивает стоимость эксплуатации машины вызывая необходимость проведения дорогих ремонтных работ. Высокая стоимость ремонта обусловлена значительными затратами ручного высококвалифицированного труда который почти невозможно механизировать и автоматизировать.
Для многих типов машин за период их эксплуатации затраты на ремонты и техническое обслуживание в связи с изнашиванием в несколько раз превышают стоимость новой машины. Этим объясняется большое внимание которое уделяют в настоящее время трибонике – науке о трении смазке и изнашивании механизмов.
Основная задача стоящая перед машиностроителями - выпускать машины не требующие капитального ремонта за весь период эксплуатации. Чтобы текущие ремонты были простыми и нетрудоёмкими. Одно из направлений развития машиностроения – разработка конструкций в которых осуществляется так называемое жидкостное трение. При жидкостном трении поверхности деталей разделены тонким масляным слоем. Они непосредственно не соприкасаются а следовательно и не изнашиваются коэффициент трения становится очень и очень малым. Для образования режима жидкостного трения например в подшипниках скольжения необходимо соответствующее сочетание нагрузки частоты вращения и вязкости масла. Однако жидкостное трение можно обеспечить далеко не во всех узлах трения. Кроме соблюдения определённых значений упомянутых выше факторов оно требует непрерывной подачи масла свободного от абразивных частиц. Обычно это достигается при циркуляционной системе смазки с насосами и фильтрами. Там где жидкостное трение обеспечить не удаётся используют другое направление – применение для узлов трения таких материалов и таких систем смазки при которых они будут износостойкими.
В области механики трения получает развитие явление избирательного переноса позволяющее создавать практически без износные трущиеся пары с малым коэффициентом трения и высоким к.п.д.
Избирательный перенос – это физико-химический процесс происходящий в среде поверхностей трения и смазки в результате которого на поверхности трения образуется защитная металлическая плёнка. Эта плёнка обладает особой структурой и резко снижает характеристики трения и износа.
Образование металлической защитной плёнки может происходить за счёт материала содержащегося в смазке и самих трущихся парах. Например в паре сталь + медь или её сплавы (бронза латунь) плёнкообразующим материалом будет медь. Плёнкообразующей присадкой смазки для пары сталь + сталь или чугун может быть например медны порошок добавляемый в смазку ЦИАТИМ-201.
Избирательный перенос обладает свойством автокомпенсации износа т.е. защитная пленка хотя и изнашивается (сравнительно мало) но непрерывно восстанавливается. Достижения в области избирательного переноса получили применение в первую очередь в узлах трения работающих в экстремальных условиях – в вакууме на космических аппаратах в агрессивных средах химической промышленности и др. Массового применения в машиностроении они пока не получили.
Во всех случаях поверхности трения необходимо защищать от загрязнения. При загрязнении все рассмотренные методы защиты от износа становятся малоэффективными.
На современном этапе расчёты на изнашивание отстают от расчётов по другим критериям (прочности жёсткости виброустойчивости и теплостойкости). Данная проблема объясняется тем что изнашивание является более сложным процессом. Оно зависит от многих факторов в том числе мало определённых например таких как окружающая среда качество и своевременность обслуживания узлов трения и прочее. Для исключения случайного фактора в системе смазки у нас в стране разработаны и получают распространение автоматические смазочные системы которые обслуживают машины по заданной программе без участия человека.
Коррозия – процесс постоянного разрушения поверхностных слоёв металла в результате окисления влияющий на работоспособность деталей. Коррозия является причиной преждевременного разрушения многих конструкций. Из-за коррозий ежегодно теряется до 10% выплавляемого металла. Коррозия особенно опасна для поверхностей трения и деталей работающих при переменных напряжениях. При этом существенно сокращаются износостойкость и сопротивление усталости.
Для защиты от коррозии применяют антикоррозионные покрытия или изготавливают детали из специальных коррозионно-устойчивых материалов например нержавеющих сталей и пластмасс. Особое внимание уделяется деталям работающим в присутствии воды пара кислот щелочей и других агрессивных средах.
Расчётов на долговечность по коррозии нет. Однако поскольку это процесс протекает во времени они могут быть разработаны. Множество случайных факторов связанных с условием эксплуатации затрудняют такие расчёты.
Теплостойкость является термической работоспособностью деталей. Нагрев деталей машин может вызвать вредоносные последствия: понижение прочности материала и появление ползучести; понижение защищающей способности масляных плёнок а следовательно увеличение изнашивания деталей; изменение зазоров в сопряжённых деталях которое может привести к заклиниванию или заеданию; понижение точности работы машины. Например прецизионные станки.
Чтобы не допустить вредных последствий перегрева на работу машины выполняют тепловые расчёты и если необходимо вносят соответствующие конструктивные изменения. Например искусственное охлаждение.
Виброустойчивость является критерием работоспособности деталей машин так как вибрации вызывают дополнительные переменные напряжения. Как правило это явление приводит к усталостному разрушению деталей. В некоторых случаях вибрации снижают качество работы машин. Например вибрации в металлорежущих станках снижают точность обработки и ухудшают качество поверхности обрабатываемых деталей. Особенно опасными являются резонансные колебания. Вредное влияние вибраций проявляется также и в увеличении шумовых характеристик механизмов. В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибраций возрастает поэтому расчёты на колебания приобретают всё большее значение.
Особенности расчёта деталей машин
Для того чтобы составить математическое описание объекта расчёта и достаточно просто решить задачу в инженерных расчётах реальные конструкции заменяют идеализированными моделями или расчётными схемами.
Например при расчётах на прочность по существу не сплошной и неоднородный материал деталей рассматривают как сплошной и однородный идеализируют опоры нагрузки и форму деталей. При этом расчёт становится приближённым.
В приближённых расчётах большое значение имеют правильный выбор расчетной модели умение оценить главные и отбросить второстепенные факторы.
Погрешности приближенных расчётов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта вырабатывают нормы допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности рекомендации по выбору материалов расчётной нагрузки и прочее. Данные нормы и рекомендации в приложении к расчёту конкретных деталей приведены в соответствующих учебниках. Здесь следует отметить что неточности расчётов на прочность компенсируют в основном за счёт запасов прочности. При этом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственным этапом расчёта. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрушению детали а завышенное – к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходу материала. В условиях большого объёма выпуска деталей общего назначения перерасход материала приобретает весьма важное значение.
Факторы влияющие на запас прочности многочисленны и разнообразны: степень ответственности детали однородность материала и надёжность его испытаний точность расчётных формул и определения расчётных нагрузок влияние качества технологии условия эксплуатации и другое.
Если учесть всё разнообразие условий работы современных машин и деталей а также методов их производства то станут очевидными большие трудности в раздельной количественной оценке влияния перечисленных факторов на величину запасов прочности. Поэтому в каждой отрасли машиностроения основываясь на своём опыте вырабатывают свои нормы запасов прочности для конкретных деталей. Нормы запасов прочности не являются стабильными. Их периодически корректируют по мере накопления опыта и роста уровня техники.
В инженерной практике встречаются два вида расчёта: проектный и проверочный
Проектный расчёт – предварительный упрощённый расчёт выполняемый в процессе разработки конструкции детали (машины в целом) в целях определения её размеров и материала.
Проверочный расчёт – уточнённый расчёт известной конструкции выполняемый в целях проверки её прочности или определения норм нагрузки.
При проектном расчёте число неизвестных обычно превышает число расчётных уравнений. Поэтому некоторыми неизвестными параметрами задаются принимая во внимание опыт и рекомендации а некоторые второстепенные параметры просто не рассчитывают. Такой упрощённый расчёт приобретает форму проверочного для намеченной конструкции. В поисках лучшего варианта конструкции часто приходится выполнять несколько вариантов расчёта. В сложных случаях поисковые расчёты удобно выполнять на ЭВМ. То обстоятельство что конструктор сам выбирает расчётные схемы запасы прочности и лишние неизвестные параметры приводит к неоднозначности инженерных расчётов а значит и конструкции. В каждой конструкции отражаются творческие способности знание и опыт конструктора. Внедряются наиболее совершенные решения.
Расчётные нагрузки при расчётах деталей машин
При расчётах деталей машин различают расчётную и номинальную нагрузку. Расчётную нагрузку например вращающий момент T определяют как произведение номинального момента Тн на динамический коэффициент режима нагрузки К:
Номинальный момент соответствует паспортной (проектной мощности машины. Коэффициент К учитывает дополнительные динамические нагрузки связанные в основном с неравномерностью движения пуском и торможением. Значение этого коэффициента зависит от типа двигателя привода и рабочей машины. Если режим работы машины её упругие характеристики и масса известны то значение К можно определить расчётом. В других случаях значение К можно определить расчётом. В других случаях значение К выбирают ориентируясь на рекомендации. Такие рекомендации составляют на основе экспериментальных исследований и опыта эксплуатации различных машин (см. примеры в табл. 0.1).
При расчёте некоторых механизмов вводят дополнительные коэффициенты нагрузки учитывающие специфические особенности этих механизмов.
В ходе курсового проекта спроектирован привод технологического машины и сварной рамы к нему. Был выполнен расчет основных кинематических параметров привода рассчитаны геометрические параметры зубчатой передачи и выполнен проверочный расчет.
На основе расчетов были выбраны:
Электродвигатель 4А160S2У3 ГОСТ 19523-81 мощностью Р=15кВт и частотой вращения n=3000 обмин;
Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) 250-42-1-40-1 ГОСТ21424-93;
Редуктор цилиндрический двухступенчатый горизонтальный
Муфта зубчатая М3-12 ГОСТ 5006-83
Выписаны общие сведения: «Критерии работоспособности машин и расчёта деталей машин. Прочность. Жёсткость. Износостойкость. Теплостойкостью»
Выполнены чертежи привода и сварной рамы со спецификациями.
Проект выполнен в соответствии с заданием и вариантом.
Баранов Л.Г. «Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 2005.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. и др. «Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов» Москва: Машиностроение 1988.
Анфимов М.И. альбом «Редукторы. Конструкция и расчет» Москва: Машиностроение 1993.
«Проектирование привода технологического оборудования: учебное пособие» под редакцией А.Г.Черненко Екатеринбург: «УГТУ-УПИ» 2009..
Иванов М.Н. под редакцией Финогенова В.А. «Детали машин» издание шестое переработанное Москва: «Высшая школа» 2000.

Привод Тимофеев.cdw

Технические условия:
Ограждения сняты. Ограждения установить на
муфты и окрасить в оранжевый цвет.
Обкатать без нагрузки в течение не менее
часа. Стук и резкий шум не допускаются.
После обкатки масло слить и залить в
редуктор масло индустриальное И-20А
ГОСТ 17479.4-87 в количестве 6.5 л.
Грунтовка ГФ-021 ГОСТ 25129-82.
Эмаль ПФ-115 черная ГОСТ 6465-76.VI.YI.
В процессе установки фундаментных болтов
подкладывать косые шайбы.
Техническая характеристика:
Мощность электродвигателя 15 кВт
Частота вращения ведомого вала 2937 обмин
Частота вращения ведущего вала 45.04 обмин
Крутящий момент на выходном валу НxМ
Срок службы передач 7 лет
Схема размещения фундаментных болтов (М 1:10)

Спецификация рама.spw

Швеллер электродвигателя
Платик электродвигателя
Швеллер продольный задний
Швеллер продольный короткий
Шайба 24.04 ГОСТ 10906-78

Спецификация привод.spw

Электродвигатель 4A160S2У3
Редуктор 5Ц2-25025-12Ц
Гайка М12.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М20.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М24.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 24 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.04 ГОСТ 10906-78
Шайба 20.04 ГОСТ 10906-78
Шайба 24.04 ГОСТ 10906-78
Штифт 12х16 ГОСТ 3129-70
Манжета 1.1-130х135-1