Курсовой проект по деталям машин

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

АВТОМАТИЧЕСКОЙ ЛИНИИ

Курсовой проект по деталям машин

Пояснительная записка

Разработал студент: __________________

Преподаватель:

Катаева Г.В.

Содержание

Введение………………………………………………………………3

1 Исходные данные и задачи расчета……………… ……………… 4

2 Выбор электродвигателя привода ………………………………... 5

3 Кинематический расчет привода.………………………………… 6

4 Силовой расчет привода…………………………………………... 6

5 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи ………… 6

6 Нагрузки валов и силовая схема…………………………………. 14

7 Проектный расчет валов и их конструирование.………………….15

8 Конструирование зубчатых колес………………………………..17

9 Конструирование корпуса и крышки редуктора………………..17

10 Эскизное проектирование цилиндрического редуктора………18

10.1 Эскизная компоновка редуктора………………………………18

10.2 Реакции опор валов от сил в зацеплении…………………….19

10.3 Подбор подшипников качения……………………………….21

11 Техническое проектирование редуктора……………………….25

12 Подбор механических муфт…………………………………….26

13 Подбор шпонок и их расчет на прочность …………………….27

14 Посадки основных деталей редуктора…………………………28

15 Уточненный расчет ведомого вала на выносливость………..29

16 Выбор смазочных материалов…………………………………36

17 Регулировка осевого зазора в подшипниках…………………36

18 Допуски формы и расположения поверхностей деталей ……36

Список литературы………………………………………………...37

ВВЕДЕНИЕ

1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И ЗАДАЧА РАСЧЁТА ПРИВОДА

Исходные данные:

- назначение и кинематическая схема привода, рис. 1.

- мощность на валу рабочей машины

- частота вращения вала рабочей машины

Спроектировать механический привод ленточного конвейера. Передача
нереверсивная, срок службы редуктора не ограничен, т.е. предназначен для длительной работы, нагрузка постоянная во времени. ^

1.1 Кинематическая схема привода дает представление о принципе действия
механизма и обычно задается в ТЗ. Направление вращения известно и обусловлено технологическим процессом: транспортировка деталей, заготовок, отходов производства.

1.2 Силовая схема привода составляется на основании кинематической схемы в аксонометрии. Зная направление вращения вала рабочей машины, изображается на пространственной схеме силы, возникшие в зацеплении передачи, вращающие моменты и угловые скорости на выходных концах ведомого и ведущего валов. Направление действия момента Тк на колесе противоположно моменту Т2 по третьему закону Ньютона.

Для установления направления сил надо помнить:

-окружная сила Ft на ведущем колесе направлена в сторону, противоположную направлению угловой скорости и совпадает с ней на ведомом колесе;

- активная сила Ft прикладывается к ведомому колесу и направлена всегда по направлению его движения;

-реактивная сила Ft действует на ведущую шестерню в направлении, противоположном направлению её движения (вращения), рис.2.
2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПРИВОДА

2.1 Общий КПД механизма всего привода

- КПД, учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения одного вала

- КПД, учитывающий потери на трение в зацеплении закрытой цилиндрической зубчатой передачи

= - КПД, учитывающий потери на трение одной пары подшипников скольжения вала рабочей машины ([5] стр.5)

=

2.2 Расчетная мощность электродвигателя

кВт

2.3 Номинальная мощность двигателя

Дальнейшие расчеты ведутся по требуемой, а не номинальной мощности двигателя

2.4 Передаточное отношение

=

– частота вращения вала электродвигателя, мин-1

– частота вращения вала рабочей машины, мин-1

2.5 Выбор электродвигателя по каталогу ([5] табл. П1, стр390 или 2 табл. К9, стр384)

– модель электродвигателя

кВт – номинальная мощность двигателя на ведущем валу

%- скольжение двигателя

мм – диаметр вала электродвигателя

- номинальная частота вращения вала

2.6 Уточненное передаточное отношение

Принять ([5] табл 1 стр.36)

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

- частота вращения первого вала

- угловая скорость первого вала

- частота вращения второго вала

-угловая скорость второго вала

- частота вращения третьего вала

- угловая скорость третьего вала

4 СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

- вращающий момент на первом валу

вращающий момент на втором валу

вращающий момент на третьем валу

5 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1 Выбор материала колеса ([5] табл. 3.3,стр 34)

Таблица 1 – Выбор материала колес, их термообработка

	Шестерня	Колесо
Материал
Термообработка
Диаметр заготовки, мм
Максимальная характеристика прочности стали, МПа
Твердость поверхности зуба
Группа твердости материала колеса

5.2 Определение допускаемых напряжений ,

Допускаемое контактное напряжение ([5], табл3.2, стр 34,35)

- для шестерни

- для колеса

= - базовый предел контактной прочности

- коэффициент долговечности длительно работающей зубчатой передачи

- коэффициент безопасности ([5], стр33,34,292)

Расчетное среднее допускаемое контактное напряжение

, где

Допускаемое напряжение изгиба зубьев ([5], стр 43,295)

- предел выносливости ([5] стр 44,295)

- для шестерни

- для колеса

5.3 Коэффициент запаса прочности ([5] стр 44,295)

5.4 Допускаемое напряжение изгиба

- для шестерни

- для колеса

Дальнейшие расчеты будут вести для зубчатого колеса (ВМ), как менее прочному элементу, для которого

5.5 Расчет зубьев закрытой цилиндрической передачи на контактную прочность

мм - межосевое расстояние,

где = 43- вспомогательный коэффициент для косозубой передачи ([5], стр. 32),

=0, –коэффициент ширины венца колеса ([5], стр. 36),

= - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба при симметричном расположении ведомого колеса относительно опор вала ([5] табл. 3.1, стр. 32)

Принять мм ([5] стр. 36)

5.6 Геометрический расчет рабочей передачи

Цель – определить основные размеры зубчатых колёс

5.6.1 Выбор типа передачи

Принимаем эвольвентное нормальное зацепление с углом профиля =20° без смещения зуборезного инструмента относительно оси нарезаемого колеса

5.6.2 Нормальный модуль зацепления

мм

Из данного промежутка выбираем наименьший модуль (не менее 1,5…2 мм), что позволит:

- увеличить продолжительность зацепления за счет увеличения числа зубьев при данном межосевом расстоянии;

- уменьшить потери на трение (потери обратно пропорциональны числу зубьев);

- уменьшить ширину венца и снизить массу колеса;

мм – стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 (1 стр. 36)

5.6.3 Число зубьев

Предварительно принимаем угол наклона зубьев к оси колеса =10° ( =8… 18°)

зубьев - у шестерни

зубьев - у колеса

Уточненное значение угла наклона зубьев

5.6.4 Уточненное передаточное число

5.6.5 Основные геометрические размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

мм

мм

Проверка: мм

Диаметры вершин зубьев

мм

мм

Диаметры впадин зубьев

мм

мм

зубьев

расчетное явление подреза ножки не возникает, т.к.

Размеры зуба выражаются в долях модуля

мм – высота головки зуба

мм – высота ножки зуба

мм – высота зуба

мм – радиальный зазор

мм – радиус закругления ножки

мм – ширина колеса

мм – ширина шестерни

Рисунок 2 – Колесо и шестерня

5.7 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

5.7.1 Окружная скорость колеса

м/с

5.7.2 Выбор степени точности

При м/с, назначают степень точности передачи ([5] стр. 32)

5.7.3 Уточненный коэффициент нагрузки передачи

- коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями

([5] табл. 3.4 стр. 39)

- коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса ([5] табл. 3.5 стр. 39)

- коэффициент динамической нагрузки

и

5.7.4 Уточненная расчетная нагрузка передачи

5.7.5 Проверка прочности зубьев

- условие прочности.

Проверка:

Допускаемая недогрузка до . Если условие прочности не соблюдается, то надо изменить ширину венца колеса . Если эта мера не даст должного результата, то надо увеличить межосевое расстояние и повторить расчёт.

5.8 Силы, действующие в зацепление

Окружная сила

Н

Радиальная сила

Н

Осевая сила

Н

5.9 Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи на прочность зубьев при изгибе

5.9.1 Коэффициент нагрузки при изгибе

-коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса (1 табл.3.7, стр.43)

-коэффициент динамической нагрузки ([5] табл.3.8, стр. 43)

5.9.2 Эквивалентное число зубьев

зубьев шестерни

зубьев колеса

5.9.3 Выбор коэффициента формы зуба ([5], стр. 42)

- шестерни, - колеса

5.9.4 Находим по условию прочности зубьев на изгиб соотношения

МПа – для шестерни

МПа – для колеса

Далее расчет ведут для зубьев _____________, т.к. зубья ______________менее прочные

5.9.5 Коэффициент компенсации погрешности применения расчетной схемы зуба

5.9.6 Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями

при 8-й степени точности ([5] стр47, 296)

5.9.7 Проверка прочности зубьев на изгиб

Если будет значительно меньше , то это допустимо,

Если больше 5 %, то надо увеличить модуль и повторить расчет на изгиб, не изменяя межосевое расстояние, чтобы не нарушалась контактная прочность передачи.

5.10 Основные параметры закрытой косозубой цилиндрической передачи

Таблица 2 - Основные параметры закрытой косозубой цилиндрической передачи

Параметры	Единицы измерения	Обозначение	Числовое значение
Мощность на ведущем валу	кВт
Вращающий номинальный момент:
- на ведущем валу
- на ведомом валу
Частота вращения вала:
- ведущего
- ведомого
Межосевое расстояние
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Передаточное число
Модуль зацепления
Тип передачи	Без смещения
Коэффициент смещения
Тип передачи	Косозубая
Угол наклона зуба
Направление наклона зуба:
- шестерни
- колеса
Делительные диаметры:
- шестерни
- колеса
Степень точности
Ширина зубчатого венца:
- шестерни
- колеса
Силы, действующие в зацепление
- окружная
- радиальная
- осевая

6 НАГРУЗКА ВАЛОВ И СИЛОВАЯ СХЕМА

Валы работают на сложное сопротивление – изгиб с кручением.

Цель силовой схемы – определить направление действия сил в зацеплении, реакции опор валов, направление условных скоростей валов.

Рисунок 3 – Силовая схема передачи

7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ИХ КОНСРУИРОВАНИЕ

Критериями работоспособности валов является: прочность, выносливость.

Проектируют валы в 2 этапа:

1 Предварительный расчет вала на чистое кручение

2 Уточненный расчет вала на усталостную прочность на совместное действие изгиба с кручением

7.1 Предварительный расчет ведущего вала на чистое кручение

Из условия прочности имеем:

по ГОСТ 6636-69

- диаметр под уплотнение

- диаметр под подшипник

, принять

- диаметр не нарезной части вала

, принять

Рисунок 4 – Ведущий вал

7.2 Предварительный расчет ведомого вала на чистое кручение

,

принять

диаметр под уплотнение

, диаметр под подшипник

принять

,

принять , диаметр под колесо

Рисунок 5 – Ведомый вал

8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

8.1 Вал-шестерню изготовляют из поковки вместе с валом

8.2 Зубчатое _____________колесо

, диаметр ступицы

, ширина ступицы

9 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И КРЫШКИ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

9.1 Корпус и крышка редуктора

Корпус и крышка редуктора изготавливаются литьем из серого чугуна СЧ 12-28 или

СЧ 15-32

, принять - толщина стенки корпуса редуктора

, принять - толщина стенки крышки редуктора

- толщина верхнего фланца корпуса

- толщина нижнего фланца корпуса

9.2 Диаметр болтов

, М – фундаментные

, М – для крепления крышки редуктора к корпусе в зоне подшипников

, М – для соединения корпуса и крышки

- ширина фланцев

- расстояние от края гнезда подшипника ведомого вала до оси болта

10 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Цель - расположить вал червяка, червячное колесо относительно опор валов и определить расстояние между опорами валов a и b.

Вычерчивается эскизная компоновка на чертежной бумаге в масштабе 1:1 карандашом тонкими линиями

10.1 Эскизная компоновка редуктора

А = 0,045 • + 3 = расстояние от зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса редуктора

у = 10 мм - ширина колец внутренних уплотнений

мм- расстояние от середины опор вала до

середины червячного колеса. Принято в = 60 мм с учетом ширины распорных колец вала.

Таблица 3 – Предварительный выбор подшипников качения

Вал	ГОСТ подшипник	Условное обозначение	Размеры,	a, град
d	D	B
Ведущий
Ведомый

Ведущий вал

- расстояние от середины шестерни до середины плоскости подшипника.

Ведомый вал

Принято

10.2 Реакция опор валов от сил в зацеплении зубчатой передачи

10.2.1 Ведущий вал

Дано:

Рисунок 6 - Пространственная система произвольно расположенных

сил ведущего вала

Горизонтальная координатная плоскость xAz

Проверка:

Вертикальная координатная плоскость yAz

=

=

Проверка:

10.2.2 Ведомый вал

Дано:

Рисунок 7 - Пространственная система произвольно расположенныхсил ведомого вала

Горизонтальная координатная плоскость xСz

Проверка:

Вертикальная координатная плоскость yСz.

Проверка:

10.3 Подбор подшипников качения.

Подшипники подбираются по динамической грузоподъемности при постоянном режиме нагружения. Главная цель – проверка долговечности подшипников.

Подшипники всегда выбираются, начиная с легкой серии.

Для расчета подшипников составляют две семы:

а) схему установки подшипников на вал и в корпус на основе анализа типовых схем установки подшипников

б) схему нагружения подшипников силами

Осевую нагрузку может воспринимать только та фиксирующая опора, у которой торец крышки упирается вплотную в наружное кольцо подшипника.

Каждой опоре присваивают цифры (индекс), а затем используют готовые формулы для
определения осевых результирующих сил (нагрузок) каждого подшипника.
Цифрой 2 обозначают опору, которая воспринимает внешнюю осевую силу Fx = Fa, возникающую в зацеплении передачи

([5]табл. 9.21 стр.21]) подбор подшипников делают всегда по наиболее нагруженной опоре вала. По способу фиксирования вала в осевом направлении в двух опорах принята схема «враспор». Каждая из опор фиксирует вал только в одну сторону, обе опоры фиксирующие.

Фиксирующая опора — опора, препятствующая осевому перемещению подшипника. При нагревании (температурной деформации) вал удлиняется в пределах теплового зазора «с», установленного при сборке подшипников узла

10.3.1 Ведущий вал

Подшипники выбирают по наиболее нагруженной опоре по отношению:

- значит надо принимать

Рисунок 8 – Схема нагружения подшипников

Подшипник №

B= , d= , r= , D= , , лёгкая серия

- динамическая грузоподъемность

- статическая грузоподъемность

- осевая сила в зацеплении передачи

- радиальная сила

- частота вращения вала

Подшипники для обоих опор одинаковы с целью их унификации

Коэффициенты, характеризующие условия работы подшипников

, ,

Коэффициенты осевой и радиальной нагрузок Х и У

- этой величине соответствует - коэффициент влияния

Принять: х=; у=

Собственные осевые составляющие силы от радиальных

1 опора

2 опора

Общая расчетная осевая нагрузка в опорах подшипников

, тогда

1 опора

2 опора

Проверка:

Эквивалентная нагрузка подшипника

Расчетная долговечность подшипника

>

10.3.2 Ведомый вал

Подшипники выбирают по наиболее нагруженной опоре по отношению:

- значит надо принимать

ГОСТ 8338-75 с

Подшипник № ГОСТ

B= , d= , r= , D= , , серия

- динамическая грузоподъемность

- статическая грузоподъемность

- осевая сила в зацеплении передачи

- радиальная сила

- частота вращения вала

Рисунок 9 – Схема нагружения подшипников

Коэффициенты, характеризующие условия работы подшипников

, ,

Коэффициенты осевой и радиальной нагрузок Х и У

- этой величине соответствует - коэффициент влияния

Принять: х=;

Собственные осевые составляющие силы от радиальных

1 опора

2 опора

Общая расчетная осевая нагрузка в опорах подшипников

, тогда

1 опора

2 опора

Проверка:

Эквивалентная нагрузка подшипника

Расчетная долговечность подшипника

11. ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

Техническое проектирование служит основанием для разработки рабочей документации проекта.

Последовательность работы:

1 Выбор уплотнений валов

2 Длина ступеней валов уточняется одновременно с вычерчиванием деталей

3 Диаметры буртов валов и корпуса редуктора определяют приближенно

4 Длины выходных концов валов уточняются после выбора муфт

5 Назначение посадок сопряженных деталей

Сопряжение с валом:

r – Размер фаски по каталогу

- толщина внутреннего кольца

- диаметры цапфы вала под подшипник

- диаметр бурта

Сопряжение с крышкой подшипника:

- толщина фланца

- диаметр винта ,

Ведущий вал: Ведомый вал:

, = ,

Дата добавления: 2015-10-16