Техническое задание. На курсовое проектирование деталей машин по специальности 150409 студенту III курса

на курсовое проектирование деталей машин по специальности 150409 студенту III курса группы ___________

Тема: Спроектировать механический привод автоматической линии по исходным данным вариант___, схема_____.

Содержание проекта:

I. Расчетная часть

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет на прочность червячной передачи

3. Предварительный расчет и конструирование валов.

4. Предварительный выбор подшипников качения

5. Первая эскизная компоновка редуктора

6. Определение реакций опор валов

7. Окончательный выбор подшипников качения и схем установки их на валы и корпус

8. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность по динамической грузоподъемности

9. Вторая эскизная компоновка редуктора

10. Выбор механических муфт

11. Проверочный расчет шпоночных соединений на прочность

12. Выбор посадок сопрягаемых деталей

13. Уточненный расчет валов (расчет на усталость)

14. Выбор смазочных материалов

15. Список литературы

II. Графическая часть

Лист 1 Сборочный чертеж редуктора, формат А1 (594х841мм)

Лист 2 Рабочие чертежи двух сопряженных деталей: вал ведомый, колесо червячное, формат А3 (297х420мм)

Утверждено:

Дата выдачи задания________________

Дата защиты проекта________________

ВВЕДЕНИЕ

При проектировании машин, механизмов стремятся обеспечить:

- соответствие конструкции деталей их назначению, условиям работы, требованиям техники безопасности;

- прочность и жесткость деталей;

- долговечность деталей - способность их противостоять различным видам износа рабочих поверхностей;

- технологичность конструкции, качество изделия и т.п.

- производительность труда, его качество и экономия материальных ресурсов.

Все эти требования реализуются в создании и внедрении в производство новых механизмов, машин и приборов. Технический прогресс реализуется за счет внедрения новых машин, новых технологий, материалов.

Высокая технологичность конструкции сокращает сроки подготовки производства изделий, повышает качество продукции, снижает ее себестоимость, обуславливает выбор материалов, заготовок.

Снижение массы деталей - одна из главных задач.

Стандартизация, нормализация, унификация уменьшают трудоемкость проектирования и изготовления изделий, улучшают их ремонтоспособность.

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 Т_к на колесе противоположно моменту Т₂ по третьему закону Ньютона.

Для установления направления сил надо помнить:

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

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

-реактивная сила F_t 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 (1 стр.5)

2.2 Расчетная мощность электродвигателя

кВт

2.3 Номинальная мощность двигателя

2.4 Передаточное отношение

n_двиг. – частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

n_рм – частота вращения вала рабочей машины, мин^-1

2.5 Выбор электродвигателя по каталогу

– модель электродвигателя

кВт – номинальная мощность двигателя на ведущем (быстроходном) валу

%- скольжение двигателя

мм – диаметр вала электродвигателя

- номинальная частота вращения вала

2.6 Уточненное передаточное отношение

Принять (Таблица 1 стр.36)

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ

Внешние вращающиеся моменты на валах - номинальные (средние) моменты без учета трения.

По мере удаления от электродвигателя моменты на валах увеличиваются пропорционально передаточному отношению - на любом валу привода

5 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1 Выбор вида зацепления передачи

Принято эвольвентное нормальное зацепление без смещения, т.е. наклон профиля зуба

= 20 °. Наименьшее число зубьев червячного колеса, когда не делают смещение зуборезного инструмента; Z_min> 28 зубьев. Червяк Архимедов, всегда изготовляется без смещений.

Принято: , а

- число зубьев червячного колеса.

5.2 Выбор материала червяка, венца колеса.

Материал червяка - сталь 45 ГОСТ 1050-88

Термообработка - поверхностная закалка витков червяка до HRC> 45 с последующей шлифовкой и полировкой витков червяка. ([5] стр66)

Материал витка колеса БрА9Ж3Л ГОСТ 18175 - 78 (кокильное литьё) ([5] стр66)

Допускаемые напряжения для венца колеса определяются:

а) скорость скольжения зубьев в зацеплении м/c

принята 0,45 = м/с

б) расчетное число циклов перемены напряжений каждого зуба при длительной работе передачи за весь ее срок службы.

- циклов нагружения зубьев ([5] стр. 36)

в) допускаемые напряжения для венца колеса:

- контактные напряжения при V_s = м/с — [σ_н] = МПа

- напряжение изгиба, при N_e >25 • 10⁷ циклов([5 ]табл. 4,9 стр. 68)

[σ_oF] = K_FL • [σ_oF] ^٭ =

K_FL = - коэффициент долговечности передачи([5] стр 67)

[σ_oF]^’= МПа - допускаемые напряжения на изгиб ([5] табл. 4,8 стр 66)

5.3 Межосевое расстояние червячной передачи.

q = — коэффициент диаметра червяка, принят предварительно (стр60)

  =  

К= ([5 ] стр.64-65)

Для слабонагруженных (Т<300 Н●м) передач принимаем q=12,5…16.

Для тяжелонагруженных передач принимаем q= 8…10

5.4 Модуль зацепления передачи

Приняты стандартные значения m = мм, q = ([5 ]табл4.1. стр.56)

5.5 Уточненное (фактическое) межосевое расстояние

5.6 Размеры червяка:

h = 2.2 • m = - высота витка червяка,

h_al = m = - высота головки зуба;

h_fl = 1,2 • m = - высота ножки зуба;

с = 0,2 • m = - радиальный зазор для теплового расширения

а = 20° - угол профиля витка в осевом сечении;

р = π • m = 3,14 • мм - шаг червяка;

d₁=q •m = мм- длительный диаметр червяка

d_a1 = d₁ + 2m = мм - диаметр вершин витков червяка

d_f1= d₁ - 2,4 • m = мм - диаметр впадин витков червяка

В₁>(11 +0,06 ◦Z2) ◦m +25 =

-длина нарезной части червяка при _l= ([5 ] стр 57)

—угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре ([5 ]табл. 4,3 стр. 57)

5.7 Размеры червячного колеса (венца колеса)

d₂ = Z₂ • m = мм- длительный диаметр колеса

d_a2 = d₂ + 2m= - диаметр вершин зубьев

d_f2 = d₂ - 2,4 m = мм - диаметр впадин зубьев

мм- наибольший наружный диаметр колеса

B₂ < 0,75 • d_a1 = мм - ширина венца([5 ] стр 57)

5.8 Окружная скорость червяка

м/с

5.9 Скорость скольжения витков червяка по зубьям колеса - относительная скорость скольжения зубьев м/с

При V_s < 5 м/с— червяк всегда располагают под колесом, при V_s 5м/с- червяк можно располагать над колесом.

[бн]= МПа принято при V_s = ([5 ]табл. 4,9 стр. 68)

расчет удовлетворительный, недогрузка до15%, а перегрузка до 5% разрешается

5.10 КПД червячного редуктора

р^’ = - приведенный угол трения обычно р’ ≈1...6° ([5] табл 4.4 стр. 59) передача несамотормозящая, так как у > ρ’, т.е.

5.11 Степень кинематической точности изготовления червячной передачи

при Vs = м/с ([5] табл 4.7 стр.65)

5.12 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса

θ= — коэффициент деформации червяка ([5] табл 4.6 стр.64)

при незначительных колебаниях

5.13. Проверка контактных напряжений (проверочный расчет)

σн = < [σн]= МПа - условия прочности соблюдается

5.14 Эквивалентное число зубьев колеса

5.15 Коэффициент формы зуба

Y_F = ([5] табл 4.5 стр. 63)

ξ = коэффициент ослабления зуба при износе для закрытых передач ([5 ]стр. 63)

5.16 Напряжение изгиба зубьев

σ_F < [σ_F] - условия прочности на изгибную усталость зуба

МПа

σ_F = <[σ_F] = МПа - условия прочности соблюдается, прочность зубьев обеспечена.

5.17 Силовой расчет передачи

Окружная сила на червяке или осевая сила на колесе:

Fx₁ = F_t2 = F_x2 = Н

Окружная сила на колесе или осевая на червяке:

Н

Радиальная сила на колесе и червяке:

F_r1 =F_r2 = F_t2 • tg = H

= 20' - угол зацепления (угол профиля в осевом сечении, стандартный).

5.18 Тепловой расчет передачи

Червячный редуктор в связи с низким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность на червяке (Вт)

Р₁=

где поверхность охлаждения корпуса А равна сумме поверхности всех его стенок, кроме по­верхности дна, которой он крепится к плите или раме.

Поверхность охлаждения в зависимости от межосевого расстояния a_w (м) можно также определить по формуле:

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения:

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.

7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ИХ КОНСРУИРОВАНИЕ

Критериями работоспособности валов является: прочность, выносливость.

Проектируют валы в 2 этапа:

1Предварительный

2Уточненный

7.1 Ведущий вал

Полагаясь на условие прочности имеем:

по ГОСТ 6636-69

- диаметр под подшипник

, принять

- диаметр не нарезной части вала

, принять

Рисунок 4 – Ведущий вал

7.2 Ведомый вал.

,

принять

,

принять

,

принять

Рисунок 5 – Ведомый вал

8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

8.1 Вал-шестерню изготовляют из поковки вместе с валом

8.2 Зубчатое кованное колесо

9 КОНСТРУКЦИЯ КОРПУСА И КРЫШКИ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

9.1 Корпус и крышка редуктора (изготавливаются литьем из серого чугуна СЧ 12-28, 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 корпусу 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

м Цель - расположить вал червяка, червячное колесо относительно опор валов и определить расстояние между опорами валов a и b. [1 стр 374]

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

1) наметить расположение двух проекций редуктора

2) провести оси симметрии проекции, осевые линии валов на межосевом расстоянии a_w друг от друга

3) вычертить контуры (без разрезов) нарезанной части червяка, колеса по размерам, полученным
в проектном расчете. Червяк и колесо относительно опор располагают симметрично.

4) Очертить внутреннюю стенку корпуса редуктора на расстоянии

С = 0,045 • a_w + 3 = 0,045•111.25 + 3 = 8 мм

5) Принято У = 10 мм - ширина колец внутренних уплотнений

6)Вычертить подшипники вала и червяка на расстоянии L_Б = d_ам2 = 177.5мм, располагая их симметрично по обе стороны от оси симметрии проекции редуктора.

Из полученных точек (середин подшипников) отложить вправо и влево по оси червяка.

Через эти точки (засечки) перпендикулярно оси вала червяка провести линии внутренней стенки корпуса редуктора

7) вычертить валы по размерам полученным в проектном расчете. Чертить ступени валов в направлении к выходным концам валов.

8)Замерить масштабной линейкой расстояние между серединами ступеней (опор) валов под подшипники обоих валов

L_б = 177,5mm, L_t=....мm

9)Определить расстояние между точками приложения радиальной и осевой реакции подшипников у ведущего и ведомого валов. Это расстояние зависит от типа подшипников.

а)для радиально-упорных шарикоподшипников ведущего вала червяка точка приложения радиальной реакции от торца подшипника смещена на величину

а≈13.25

расстояние между точками приложения реакций равно:

l₁ = L_б + B - 2а = 177,5 + 16 – 26,5 = 167 мм

-расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника ведомого вала до оси симметрии редуктора

б)для шарикового радиального подшипника ведомого вала червячного колеса точка приложения радиальной реакции расположена в средней плоскости подшипника и расстояние между реакциями опор вала совпадает с расстояниями между серединами ступеней (опор) вала под подшипники.

L₃ = L_t = 2 • b мм (смотри пункт 8)

мм- расстояние от середины опор вала до

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

10) проставить на чертеже эскизной компоновки все необходимые размеры. Чертеж, выполненный при первой эскизной компановке, используется для второй эскизной компановки редуктора.

10.1 Эскизная компоновка редуктора

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 расположенных

сил ведомого вала

Горизонтальная координатная плоскость xСz

Проверка:

Вертикальная координатная плоскость yСz.

=

Проверка:

- наиболее нагруженная опора

10.3 Подбор подшипников качения по диаметрической 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 в плотную в наружное кольцо подшипника.

Каждой опоре присваивают цифры (индекс), а затем используют готовые формулы для
определения осевых результирующих сил (нагрузок) каждого подшипника.
F_a1 и F_a2 Цифрой 2 обозначают опору (подшипник), которая воспринимает

внешнюю осевую силу F_x = F_a, возникающую в зацеплении червячной передачи

[1 табл. 9.21 стр.21] подбор подшипников делают всегда по наиболее нагруженной опоре вала.

12.1. Ведущий вал

12.1 Окончательный выбор типа подшипника по величине и направлению действия нагрузки на опоре по отношению [1табл 9.22 стр. 217]

F_ra = R_a - реальная реакция наиболее нагруженного подшипника при

применяют радиально-упорные шариковые лёгкой серии подшипники для обоих опор вала

12.1.2 Выбор схемы установки подшипников на вал и в корпус.

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 шариковый радиально-упорный подшипник ГОСТ 8338-75 с

Силовая схема нагружения подшипников силами установленных «враспор»

Рисунок 8 – Схема нагружения подшипников

Подшипник №80205 ГОСТ 8338-75

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 шариковый радиально-упорный подшипник ГОСТ 8338-75 с

Подшипник №80108 ГОСТ 8338-75

B= , d= , r= , D= , , особолёгкая серия

- динамическая грузоподъемность

- статическая грузоподъемность

- осевая сила в зацеплении передачи

- радиальная сила

- частота вращения вала

Силовая схема нагружения подшипников силами установленных «враспор»

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 Назначить посадки 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: Ведущий вал:

, = ,

Рисунок 10 – Крышка подшипника

Вычертить разбрызгиватели на валу червяка [1, рис. 10.22, стр. 251], [1, рис. 12.25 стр. 381] обеспечить защиты от вытекания масла из корпусов подшипников, для чего вычертить внутренние уплотнения (мазеудерживающие кольца) на ведомом валу. Торцы их должны выступать внутрь корпуса от внутренней стенки на 1... 2мм. Под действием центробежных сил кольца будут отбрасывать масло. [1, рис. 9.39, стр. 207], [1, рис. 9.40 стр. 208]

Обеспечить защиту от вытекания масла из корпуса подшипников наружу, для чего выбрать тип уплотнения, который выбирается по линейной скорости на поверхности шейки вала, где ставится уплотнение

-линейная скорость в месте уплотнения ведущего вала

линейная скорость в месте уплотнения ведомого вала

Принято уплотнение контактное:

-Манжеты резиновые ГОСТ 8752-79 для ведущего вала,

-Войлочные кольца для ведомого вала [1, стр. 319 рис. Варианта 1 уплотнения], [1, рис. 9.42 стр. 210],

Маслоуказатель [1, стр. 254],

Сливная пробка [1, стр. табл. 10.7, стр. 246].

4)Вычертить крышки подшипников [1, рис. 12.25, стр. 381];

- глухие [1, рис.12.7, стр. 303], [1, рис. 9.31, стр. 198]

- сквозные [1, рис. 9.32 стр. 198], [1, рис. 12.25, стр. 387]

5)Длины ступеней валов уточняются одновременно при вычерчивании деталей редуктора [1, рис. 8.4, стр. 167]

Длина участков выходных концов валов устанавливается после подбора муфт [1, табл. 11.5, стр. 277] Диаметры заплечиков валов и корпуса для подшипников качения применяются по рекомендации [1, стр. 168]

6) Вычертить корпус редуктора [1, табл. 10.2, стр. 241], [1, таб. 10.4, стр. 243], [1, стр. 238 и 10.18, стр. 240]

7) Выбрать тип и размеры шпонок [1, табл. 6.9, стр. 103]

8) Назначить посадку сопряженных соединений [1, табл. 8.11, стр. 169]

12 Подбор механических муфт

12.1 Вращающие моменты, передаваемые муфтами

12.2 Силовая схема работы муфт

Рисунок 11 – Схема работы муфт

- проверочный расчет

Таблица 4 – Выбор муфт

	Ведущий вал	Ведомый вал
Тип муфт	Втулочно-пальцевые 1 исполнение
Диаметр выходных концов,
Допускаемый момент ,
Длина ступицы полумуфты,
Материал полумуфт

13 Подбор шпонок и расчет их на прочность

13.1 Ведомый вал

Материал шпонок –, нормализация

Рисунок 12 – Шпоночное соединение

13.1.1 Размеры шпонок выбираются по диаметру вала

Дата добавления: 2015-10-16