• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Проект привода специального назначения (двухступенчатый редуктор)

  • Добавлен: 10.01.2022
  • Размер: 4 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Спроектирован двухступенчатый редуктор для ленточного барабана. Первая передача - шевронная (с раздвоенным силовым потоком). Шестерни и рабочие колес - косозубые.

Выполнены проектные и проверочные расчеты обоих передач, шпоночного соединения и т.д.

2 чертежа общего вида, вал, колесо рабочее, муфта упругая и спецификация (формат cdw).

Состав проекта

icon ПЗКПД.pdf
icon редуктор 2ВО+спецификация.cdw
icon муфта зубчатая,компенсирующая.cdw
icon вал тихоходный.cdw
icon колесо зубчатое.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon ПЗКПД.pdf

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
ФГБОУ ВО «Кубанский государственный технологический университет»
Кафедра__«Наземного транспорта и механики»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
(наименование дисциплины)
(тема курсового проекта)
(фамилия имя отчество)
(подпись дата расшифровка подписи)
Курсовой проект: 52 с. 7 рис. 9 табл. 4 источника иллюстративная часть – 2
листа формата А1 1 лист формата А2 1 лист формата А3
ШЕСТЕРНЯ ЗУБЧАТАЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА ВАЛ ЭПЮРЫ
ВНУТРЕННИХ СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ КОРПУС МЕХАНИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ ПОДШИПНИК ШПОНКА СМАЗКА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
В данной курсовом проекте выбран электродвигатель для привода. Выполнен
определенны геометрические и конструктивные параметры элементов
передачи. Выполнен проектный расчёт валов редуктора рассчитаны и
подобраны подшипники проведён проверочный расчёт тихоходного вала на
усталостную прочность выбраны шпонки и проведена проверка шпоночных
соединений на смятие. Решены вопросы выбора посадок деталей редуктора
систем смазки подшипников и зацепления зубчатых колёс.
Кинематический и силовой анализ привода 7
Исходные данные к проектному расчету цилиндрической передачи 9
Проектный расчет косозубой цилиндрической быстроходной
Проектный расчет клиноременной передачи 23
Проектный расчет вала 30
Конструирование корпуса механической передачи и выполнение
чертежа общего вида 35
Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала 37
Проверочный расчёт вала на усталостную прочность 42
Расчет радиально-упорного шарикового подшипника качения по
динамической грузоподъемности 45
Выбор и проверка шпонок 47
Выбор сорта масла и определение его количества 48
Перечень использованных стандартов 49
Список использованных источников 52
В данной курсовом проекте в первую очередь проводился анализ схемы
определялись: общий коэффициент полезного действия привода частота
вращения двигателя для заданной схемы привода и общее передаточное
отношение привода. Далее производились кинематический и силовой
расчёты привода. В кинематическом расчёт определялись частоты вращения
всех валов схемы в силовом - крутящие моменты на всех валах.
Следующий этап курсового проекта - это расчёт и проектирование косозубой
цилиндрической передачи. По исходным данным производили выбор марок
сталей для зубчатого колеса и шестерни определяли межосевое расстояние
зубчатой передачи геометрические и конструктивные параметры колеса и
шестерни окружную и радиальную силы в зацеплении.
Далее производился проектный расчёт вала подбирались подшипники
решался вопрос системы смазки подшипников и зацепления зубчатых колёс.
Последующим действием было конструирование корпуса механической
передачи и выполнение чертежа общего вида. Определялись геометрические
размеры элементов корпуса редуктора (стенки рёбра бобышки фланцы и
т.п.) толщины стенки корпуса редуктора.
И в заключающей части курсовой работы производились: проверочный
расчёт тихоходного вала на усталостную прочность проверочный расчёт
подшипников на долговечность подбирались шпонки и производился расчёт
шпоночных соединений на смятие.
Кинематический и силовой анализ привода
Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и
требуемой мощности электродвигателя.
Общий коэффициент полезного действия привода общ равен
произведению КПД его элементов имеющихся в кинематической схеме.
Найдем общий коэффициент полезного действия привода:
общ=рем 2цил м Б =095 0972 098 098 = 0858
Где цил КПД закрытой цилиндрической передачи
рем – КПД ременной передачи
м - КПД муфты Б - КПД барабанной передачи.
зависимости (1.2) определяют из формулы (1.1) требуемую мощность
Учитывая заданный типовой режим нагружения привода и пологая что
частота вращения вала изменяется не существенно при изменении нагрузки
вычисляют эквивалентную среднеквадратичную мощность электродвигателя.
Выбираем электродвигатели имеющие ближайшую номинальную мощность
электродвигателя мощность
электродвигателякВт вала
Общее передаточное число привода определяется по формуле:
Из [1 c.9 табл. 3] выбираем рекомендуемый интервал передаточных
чисел механических передач входящих в рассматриваемую кинематическую
схему привода и рассчитываем рекомендуемый интервал
Общее передаточное отношение определяется по зависимости (1.6)
Так как для всех двигателей общее передаточное число редуктора
подходит выбираем для расчетов любой из них. Принимаем двигатель
Определение кинематических и силовых параметров валов привода.
передачей первой зубчатой передачей и второй зубчатой передачей.
Рассчитаем частоты вращения валов редуктора:
Рассчитаем вращающие моменты на валах редуктора.
55 106 Рст 9.55 106 396
Исходные данные к проектному расчету цилиндрической
быстроходной передачи
Наименование параметра размерность
В соответствии с техническим заданием
Тип применяемого в приводе двигателя
Вид рабочей машины и режим нагружения
Коэффициент пиковой нагрузки
Число силовых потоков в проектируемой
Тип передачи (быстроходная тихоходная)
Вариант схемы расположения зубчатых колес
относительно опор вала
обозначение согласно
В соответствии с кинематическим и силовым расчетом привода
Номинальная частота вращении ведущей шестерни
n 1 720 или ( n 2; n 3)
(ведущего вала) проектируемой передачи мин -1
Передаточное число проектируемой передачи
u1 = 45 или ( u 2 ; u3 )
Номинальный вращающий момент на ведомом
колесе проектируемой передачи Н·мм
Твердость зубьев и допускаемые напряжения для зубчатых колес
проектируемой передачи
Поверхностная твердость зубьев шестерни и колеса
Расчетное допускаемое контактное напряжение
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев
шестерни и колеса при расчете на усталостную
Максимальные контактные напряжения для
проверки прочности зубьев при кратковременных
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для [
Наименование параметра обозначение
Значение расчетная формула
размерность указание
Коэффициент внешней динамической нагрузки K = 1
при расчетах на усталостную прочность K A ;
Предварительное значение коэффициента
нагрузки при расчете по контактным
Стандартное значение коэффициента ширины
зубчатого колеса (или полушеврона) ba ;
Предварительное значение межосевого расстояния передачи из условия
усталостной контактной прочности зубьев
Стандартное межосевое расстояние
Интервал возможных значений нормального m (001 002) a w =12 24
модуля зацепления m мм;
Принятое стандартное значение нормального m = 175
Предварительное значение угла наклона линии для косозубых передач
зубьев на делительном цилиндре град;
Расчетное суммарное число зубьев
Фактическое округленное до целого
суммарное число зубьев шестерни и колеса Z
Действительный угол наклона линии зубьев на
делительном цилиндре с учетом стандартных
значений нормального модуля зацепления m
межосевого расстояния aw и принятого целого Z
суммарного числа зубьев град
Расчетная и ширина зубчатого
b 2 ba aw =0315120=378
венца колеса b 2 и шестерни b 1 мм;
b 1 112 b 2 =112378= 4234
Округленные до нормальных линейных
размеров ширина венца колеса b 2 и шестерни
Расчетное значение коэффициента
осевого перекрытия в зацеплении ;
Оценка эффективности косозубой передачи по
должно выполнятся условие m
2 то необходимо уменьшить
модуль зацепления m или увеличить угол
выполнить корректировку
Расчетное число зубьев шестерни
определено в пункте 10 настоящей таблицы
Фактическое округленное до ближайшего
целого число зубьев шестерни Z1
Фактическое число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Отклонение фактического
числа от заданного u %;
для приводов общего назначения [ u ] 4 %
Делительный диаметр шестерни
вычисления выполнять с точность до 001 мм
Делительный диаметр колеса
Делительное межосевое расстояние
Проверка правильности вычисления
геометрических размеров передачи;
Окружная скорость в зацеплении V мс
Степень точности передачи;
Коэффициент учитывающий внутреннюю K = 1 0020 V =
динамическую нагрузку в передаче при расчете на
контактную прочность активных поверхностей
Относительная ширина колеса bd ;
= 05 0315(45 1) =087
Коэффициент учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине контактных K =1+ 016 =1+ 016
линий зубьев при расчете на контактную прочность
их активных поверхностей K H ;
распределения нагрузки между зубьями при K = 105 + 0008V =105
расчете на контактную прочность их активных
Фактическое значение коэффициента нагрузки K H K A K HV K H K H =
при расчете по контактным
Коэффициент учитывающий механические Для стальных зубчатых
свойства материалов сопряженных зубчатых
Коэффициент учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев в полюсе
Коэффициент торцового перекрытия;
[188 32(1 Z1 1 Z 2 )] cos = [188 32(1 24 1 105)] cos 1984322 =161
Коэффициент учитывающий суммарную Z = 078
длину контактной линии зубьев Z ;
Окружное усилие действующее
в зубчатом зацеплении Ft Н;
Действительное контактное напряжение в полюсе зацепления
действительного [ H ] H 100 =
H от допускаемого 4107 357H7
результат считают удовлетворительным если (удовлетворительно)
перегрузка не превышает 5 % а недогрузка менее
Проверка статической контактной прочности H max H K п 3577 16 [ H max ]
зубьев при действии пиковой нагрузки
Коэффициент учитывающий внутреннюю
усталостную прочность по напряжениям изгиба 1 0038 169 1065
распределения нагрузки по длине контактной K =1+ 031 = 1+ 031
линии зубьев при расчете их на усталостную
изгибную прочность K F ;
распределения нагрузки между зубьями при
расчете их на усталостную изгибную прочность
Фактическое значение коэффициента нагрузки
при расчете на усталостную изгибную прочность K F K A K FV K F K F =
Эквивалентные и числа зубьев
шестерни ZV 1 и колеса Z V 2 ;
Коэффициенты учитывающие форму зубьев и
концентрацию напряжений в корне ножек зубьев
шестерни YFS 1 и YFS 2 колеса;
Коэффициент учитывающий влияние угла
наклона зубьев на их изгибную прочность Y ; Y =0611
если расчетное значение
Действительные напряжения изгиба
и в корне ножек зубьев шестерни F 1
Y окажется менее 07 то
в последующем расчете принимают Y 07
Проверка усталостной прочности зубьев
шестерни и колеса по напряжениям изгиба МПа;
Проверка и изгибной прочности зубьев F 1max F 1 Kп [ F 1max ] =726
шестерни F 1 max и колеса F 2 max при действии
F 2 max F 2Kп [ F 2 max ] =592
пиковой нагрузки МПа;
Основные геометрические размеры зубчатой передачи мм;
Делительные диаметры шестерни и колеса;
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса
d a1 d1 2 m 4465 2 175 =
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса
Делительное межосевое расстояние мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса
Усилия действующие в зацеплении Н:
Основные геометрические размеры передачи определенные в результате её
быстроходной передачи.
(ведущего вала) проектируемой передачи мин
Проектный расчет косозубой цилиндрической тихоходной
Стандартное межосевое расстояние aw мм;
Интервал возможных значений нормального m (001 002) a w =14 34
Принятое стандартное значение нормального m = 2
b 1 112 b 2 =11290= 952
для приводов общего назначения
= 05 05(321 1) =1053
Коэффициент учитывающий неравномерность K =103+009( bd
распределения нагрузки по длине контактных
линий зубьев при расчете на контактную прочность 1)=103+ 009(1053-1)=1035
1015 1035 1055 =1108
[188 32(1 Z1 1 Z 2 )] cos = [188 32(1 38 1 122)] cos 1974992 =1665
H от допускаемого 43628 368
Проверка статической контактной прочности H max H K п 36837 16 [ H max ]
зубьев (41) при действии пиковой нагрузки = 46595
усталостную прочность по напряжениям изгиба 1 0038 0676 1027
наклона зубьев на их изгибную прочность Y ; Y =025
d a1 d1 2 m 8075 2 2 =
d a 2 d 2 2 m 25925 2 2
d f 1 d 1 25 m 8075 25 2
Проектный расчет клиноременной передачи
Кинематическая схема привода
Номинальная мощность на ведущем
(малом) шкиве передачи кВт
Номинальная частота вращения
ведущего шкива передачи мин -1
Заданное передаточное отношение
проектируемой ременной передачи
численное значение указание
Согласно техническому
заданию на проект привода
Режим работы проектируемой ременной
передачи с учетом типа машин и характера Тяжелый
Тип двигателя применяемого в
Электродвигатель переменного
проектируемом приводе
тока общепромышленного
применения – трехфазный
асинхронный серии 4A100S4Y3
Число смен работы передачи
Требуемый ресурс работы ремней
Способ создания предварительного
Изменением межосевого
Наименование параметра расчетная формула
размерность вычисления
Pp передаваемая проектируемой
1 Коэффициент динамичности нагрузки и режима
2 Расчетная мощность кВт
Рр = РномСр=396*13=5148
Выбор сечения клинового ремня
1 Рекомендуемое сечение клинового ремня с учетом
и заданной номинальной частоте
вращения n1 малого шкива
2 Геометрические параметры выбранного сечения В(Б)
- ширина ремня на уровне большего основания трапеции
- расчетная ширина ремня на уровне нейтрального слоя
- расстояние от нейтрального слоя до большего основания
- площадь поперечного сечения ремня мм 2
Параметры контура проектируемой передачи
1 Расчетный стандартный диаметр ведущего (малого)
2 Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива мм
D*2p = D1pU* = 1002=200
3 Расчетный стандартный диаметр ведомого шкива мм
4 Уточненное (действительное) значение передаточного
отношения проектируемой передачи
5 Ориентировочное значение межосевого расстояния
a* = 055(D1p+D2p)+h = 055(100+200)+8 = 173
соответствующая принятым значениям a D1 p и D2 p
7 Ближайшая стандартная длина ремня мм
8 Номинальное межосевое расстояние передачи мм
соответствующее принятым стандартным значениям
= 025 [(850 471) + √(850 471)2 82500] =
w 05 ( D 1 p D 2 p)
= 05314(100 + 200) = 471;
q 025 ( D2 p D1 p ) 2 = 025(200 100)2 = 2500
9 Увеличение номинального межосевого расстояния
передачи для компенсации вытяжки ремней в процессе
a1 = 006aном = 00618265=1096
10 Уменьшение номинального межосевого расстояния
передачи для обеспечения свободного монтажа ремней на
а2 = 002аном = 00218265= 365
11 Угол обхвата ремнем ведущего (меньшего) шкива
Тяговая способность передачи
1 Номинальная мощность которую может передать один
клиновой ремень выбранного сечения в базовой передаче
2 Коэффициент учитывающий влияние угла 1 обхвата
ремнем ведущего шкива на тяговую способность передачи
3 Коэффициент учитывающий влияние расчетной
L p на его долговечность
4 Дополнительный момент который может передать
один ремень выбранного сечения в проектируемой
5 Допускаемая мощность которую может передавать
один клиновой ремень выбранного сечения
проектируемой передаче кВт
6 Коэффициент учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между ремнями в комплекте
7 Минимальное число параллельно работающих ремней
которое следует применить в проектируемой передаче
8 Округленное до ближайшего большего целого
расчетное число ремней;
должно соблюдаться условие:
9 Мощность которую с учетом принятого целого числа
Усилия действующие в клиновом ремне
1 Линейная скорость ремня мс
2 Полезное окружное усилие передаваемое одним
клиновым ремнем в проектируемой передаче Н
3одного метра длины клинового ремня
выбранного сечения кгм
4 Центробежное усилие действующее в одном ремне
выбранного сечения Н
FV m 0 V 2 =017512=564
5 Усилие предварительного натяжения одной ветви
одного ремня которое создается с помощью натяжного
6 Усилие действующее в ведущей ветви одного
=1962+564+0522849=31608
7 Усилие действующее в ведомой ветви одного
=1962+564-0522849=876
8 . Коэффициент тяги проектируемой ременной
Напряжения действующие в клиновом ремне МПа
1 Напряжение растяжения действующее в ведущей
ветви ременной передачи
2 Напряжение растяжения действующее в ведомой
3 Напряжения растяжения обусловленные действием
4 Напряжение изгиба возникающее на дуге обхвата
ремнем ведущего шкива
5 Напряжение изгиба возникающее на дуге обхвата
ремнем ведомого шкива
6 Наибольшее суммарное напряжение в точке набегания
ремня на ведущий шкив
7 Набольшее суммарное напряжение в точке сбегания
ремня с ведомого шкива
Расчетная долговечность клинового ремня
1 Число пробегов ремня с -1
2 Ограниченный (условный) предел
3 Показатель степени кривой выносливости (усталости)
4 Расчетная долговечность ремней часов
00 [1 ( 2max 1max ) m ]
tp = 17614 ≥ tmp = 1500
Нагрузка действующая на валы передачи
1 Модуль радиальной силы Н
F z p F12 F22 2 F1 F2 cos 2
2 Угол наклона вектора
Предварительное натяжение ремней в предпусковом
1 Коэффициент учитывающий жесткость
2 Усилие предварительного натяжения одной ветви
одного ремня принятого сечения Н
FQ=F01+FV=1962+564=20214
3 Величина сосредоточенной силы которую следует
приложить в середине пролета ветви нового ремня при
контроле его предварительного натяжения Н
4 Величина сосредоточенной силы которую следует
приложить в середине пролета ветви приработанного
ремня при контроле его предварительного натяжения Н
5 Прогиб ветви ремня под действием сосредоточенной
f = 0015a = 001518265 = 274
Геометрические и конструктивные размеры шкивов
1 Геометрические размеры профиля канавок
- шаг канавок (допускаемые отклонения 04 мм)
- размер от базового торца
- расчетная ширина канавки
- толщина обода шкива
- радиусы закруглений
- диаметр ролика (допускаемые отклонения
- угол профиля канавки ведущего шкива град.
- угол профиля канавки ведомого шкива град.
2 Контрольный размер канавки ведущего шкива по
D1x=D1p+2hx=100+276=1152
3 Контрольный размер канавки ведомого шкива по
D2x=D2p+2hx=200+276=2152
4 Конструктивные размеры шкивов мм:
- ширина обода шкива
Bш = t(Zp-1)+2S = 16(6-1)+210=100
C = (12 13) = 136=78
- диаметр ступицы; назначают в зависимости от диаметра
вала d в в месте установки шкива
расчетные значения Cд D ст l ст
ближайших нормальных линейных размеров по ГОСТ
Проектный расчет вала
1 Определяем диаметры выходных участков валов
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации
кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия
прочности на чистое кручение а изгиб вала и концентрация напряжений
учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение
которые выбираются в интервале [] = 15 25 МПа .
Остальные размеры участков валов назначаются из ряда стандартных
технологических соображений.
Для быстроходного вала:

icon редуктор 2ВО+спецификация.cdw

редуктор 2ВО+спецификация.cdw
Технические характеристики
Номинальный вращающий момент на выходном валу Нм 668
Номинальная частота вращения выходного вала мин
Передаточное число 14
Коэфициент полезного действия 0
Технические требования
Осевой зазор подшипников в поз. 2 и 3 обеспечить в пределах
мм деталями поз. 32 и 33
Проверить свободу вращения вала поз. 22 от руки
Перечень составных частей
Наименование и дополнительные указания
Подшипник Р 206 ГОСТ 8338-75
Подшипник РУ 36208 ГОСТ 831-75
Подшипник РУ 36213 ГОСТ 831-75
Шайба 12 65Г 05 ГОСТ 6402-70
Шайба 18Л ГОСТ 6402-70
Шпонка 18x11x90 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14x9x50 ГОСТ 23360-78
Манжета 1.1-30x52-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-65x90-1 ГОСТ 8752-79
Кольцо 70 ГОСТ 13942-86
Шпонка 8x7x28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20x12x80 ГОСТ 23360-78
Вновь разрабатываемые изделия
Шайба 22 65Г 05 ГОСТ 6402-70
Вал-шестерня промежуточный

icon муфта зубчатая,компенсирующая.cdw

муфта зубчатая,компенсирующая.cdw
Техническая характеристика:
Технические требования
Максимальная частота вращения
Максимальный вращающий момент
Осевое смещение валов не более
Радиальное смещение не более
Угловой перекос не более
Наименование и доп. указание
Болт 1аМ10-6gx65 ГОСТ 7817-80
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Гайка М10-6H ГОСТ 15522-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Винт А.М8-6gx20 ГОСТ 1491-80
Винт В.М3-6gx20-19 ГОСТ 11644-75
Вновь разрабатываемые изделия

icon вал тихоходный.cdw

вал тихоходный.cdw

icon колесо зубчатое.cdw

колесо зубчатое.cdw
Напрравление линии зуба
Коэффициент смещщения
Штамповачые уклоны 7°

Рекомендуемые чертежи

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 7 часов 2 минуты
up Наверх