219

Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчеты и конструирование одноступенчатого конического зубчатого редуктора, приведены расчеты конических зубчатых передач, валов, шпонок на прочность, геометрия и кинематика зубчатой передачи.

Русский

2012-11-14

433 KB

190 чел.

Федеральное агентство по образованию

Санкт-Петербургский государственный горный институт им Г.В. Плеханова

(технический университет)

Кафедра КГМ и ТМ

КУРСОВАЯ  РАБОТА

По дисциплине:  _____________Прикладная механика_____________________

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Тема: Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

Автор студент гр.  _              _                    ______________               /                              / 

                                                (шифр группы)                                               (подпись)                                             (Ф.И.О.)   

ОЦЕНКА:   ____________

Дата: __________________

ПРОВЕРИЛ:

Руководитель проекта:             __                        __________           /                              /            

                                                                  (должность)                                             (подпись)                                     (Ф.И.О.)

Санкт-Петербург

2010


Оглавление

Аннотация 4

The summary 5

Кинематический расчет привода 6

Сводная таблица основных параметров конической зубчатой передачи. 14

Эскизная компоновка 15

Ведущий вал. 15

Ведомый вал. 15

Расчет долговечности принятых подшипников 17

Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала 18

Усталостная и статическая прочность ведомого вала 20

Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения 22

Расчет шпоночных соединений: 22

Конструирование корпуса редуктора 23

Заключение 24

Список использованной литературы 25


Аннотация

Основной задачей курсового проекта по деталям машин является разработка общей конструкции привода, которая включает в себя обязательную разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию, правила проектирования, и оформления рабочего проекта определены стандартами СЭВ и ЕСКД. Приступая к проектированию, необходимо помнить:

  1.  Конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую наименьшие габариты, удобства сборки и замены деталей.
  2.  Выбор материалов и термической обработки должен быть обоснован и отвечать технологическим и экономическим требованиям.
  3.  Обеспечивать точность изготовления детали посредством назначения предельных отклонений на размеры, форму и взаимное расположение поверхностей. Результатом проекта должно явиться получение гармоничной конструкции, которое отвечает требованиям надежности, точности, прочности и др. 

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого конического зубчатого редуктора, приведены расчеты конических зубчатых передач, валов, шпонок на прочность; геометрия и кинематика зубчатой передачи.

  1.  По этим расчетам  сконструирован сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:2 с указанием габаритных, присоединительных посадочных размеров, а также представлен общий вид привода.

Данная пояснительная записка содержит: 25 страниц, 5 рисунков и 1 таблицу.


The summary

The basic task of the course project on details of machines is the development of a general design of a drive, which includes obligatory development of all questions, which decision is necessary for an embodiment of the basic circuit in a real design, rule of designing, and registration of the equipment design are determined by the standards SEV and ESKD. Beginning to designing, it is necessary to remember:

1. The designed product should have rational configuration of assembly units ensuring the least dimensions, convenience of assembly and replacement of details.

2. The choice of materials and thermal processing should be proved and answer the technological and economic requirements.

3. To provide accuracy of manufacturing of a detail by means of purpose of limiting deviations for the sizes, form and mutual arrangement of surfaces. By result of the project should be the reception of a harmonious design, which meets the requirements reliability, accuracy, durability etc.

The Course activity consists of rated and a graphic part.

In the rated part included:

the geometry and kinematics of toothed transmission;

the choice and calculation of elements transmissions;

the calculation on the stability, crusher, cut and endurance;

the choice and calculation of carving fastening connection.

In the graphic part included:

the rough arrangement of reductor;

the assembly drawing of reductor.

The given course work contains of 25 pages, 5 figures and 1 table.


Кинематический расчет привода

Рис. 1. Кинематическая схема привода с коническим одноступенчатым редуктором:

1 –  электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – ведущий вал; 4 – ведомый вал.

  1.  Коэффициенты полезного действия (с учетом потерь на трение в подшипниках) по табл. 1.1 [3]:

Подшипника качения:

Зубчатой передачи:

Муфты:

Коэффициент полезного действия привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

 

По ГОСТ 19523-81 (табл. 2.2 [3]) по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения  4А160М8УЗ с номинальной мощностью 11.0 кВт.

  1.  Передаточное число редуктора:

Принимаем стандартное значение из ряда:

Частота вращения тихоходного вала:

Отклонение от заданного значения:

Что допустимо, так как не превышает 4-5%.

  1.  Угловая скорость вращения и вращающий момент двигателя:

  1.  Мощность и вращающий момент входного вала:

  1.  Угловая скорость вращения и вращающий момент выходного вала:

;

.

  1.   Выбор материалов колес и назначение твердости зубьев для термообработки – улучшение: Шестерня         

           Колесо             

           Принята сталь 45 ГОСТ 1050-88.

  1.  Определение допускаемых контактных напряжений:

- предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов (при улучшении) перемены напряжений,  - коэффициент безопасности при улучшении для однородной структуры зубьев.

Расчетный ресурс работы (число циклов) определен по формуле , где Lh – заданный ресурс работы:

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы контактной выносливости зубьев:

шестерни  

колеса  

Для материала шестерни:

Для материала колеса:

Допускаемое контактное напряжение передачи (с учетом прямой линии зубьев):

  1.  Допускаемые напряжения изгиба:

- предел изгибной выносливости активных поверхностей зубьев, для шестерни коэффициент безопасности , так как способ получения заготовки выбран ковка, а для колеса, в связи с тем, что выбрано литье . Принят реверсивный режим нагружения, поэтому .

Расчетное число циклов определено по формуле , где Lh – заданный ресурс работы:

;

.

Т.к. то коэффициент долговечности

Пределы изгибной выносливости зубьев:

шестерни  

колеса  

Для материала шестерни: .

Для материала колеса:

  1.  Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости:

,   где

- вспомогательный числовой коэффициент; =655 - номинальный вращающий момент на валу колеса, Нм; =1.5 – предварительный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (принимается в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения опор);  - допускаемое контактное напряжение;

=, для конических передач с круговой линией зуба.

Где  - коэффициент режима при умеренных колебаниях нагрузки,  определяется по таблице 4.3 [3] в зависимости от - коэффициента ширины венца зубчатого колеса:

.

u=5.0 – передаточное число;  - допускаемое контактное напряжение;  - коэффициент вида зубьев, для передач с прямыми зубьями: .

Предварительный внешний делительный диаметр колеса:

.

По ГОСТ 12289-76: принят de2=500.0 мм., ширина венца колеса  мм.

  1.  Число зубьев зубчатых колес:

по формуле 4.37 [3] , где С =18.0 – коэффициент, определяемый по табл. 4.14 [3].

.

Для шестерни: .

Рис. 2. Основные геометрические параметры конической передачи

  1.  Внешний окружной модуль:  

Принят (ГОСТ 9563-60).

  1.  Уточнение чисел зубьев на колесе и шестерни:

  1.  Средний модуль в нормальном сечении :

 ,

где Re – внешнее конусное расстояние; Rm - среднее, конусное расстояние:

Re=

  1.  Внешний делительный диаметр шестерни:

;

.

Отклонение делительного диаметра от принятого по стандарту не должно превышать 2%

  1.  Средние делительные диаметры колес:

шестерни

колеса ,

где -  - коэффициент ширины венца зубчатого колеса.

  1.  Фактическое передаточное число редуктора:  

Отклонение передаточного числа передачи не должно превышать 4% - 2%.

  1.  Определение углов начальных (делительных) конусов зубчатых колес:

.

  1.  Определение окружной скорости в зацеплении:

  1.  Внешние диаметры вершин зубьев:

  1.  Внешняя высота головки зубьев:

Где  - коэффициент смещения инструмента для шестерни.

  1.  Внешняя высота зуба:

  1.  Внешняя высота ножки зуба:

  1.  Углы конусов вершин зубчатых колес:

;

;

.

  1.  Углы конусов впадин зубчатых колес:

.

  1.  Силы, действующие в зацеплении:

 

  1.  Проверочный расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев передачи по формуле:

,

где

[3]- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Недогрузка по контактным напряжениям составляет

  1.  Проверочный расчет зубьев колеса на усталость по напряжениям изгиба:

.

Коэффициент повышения нагрузочной способности конической передачи, если она прямозубая: .

коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни - табл. 4,12 [3];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, связанную с деформацией валов и зубьев колес.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

;

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба колеса

Проверку зубьев шестерни на прочность при изгибе производим по условию:

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.


Сводная таблица основных параметров конической зубчатой передачи.

Руководитель курсового проекта: ассистент     Фокин


Эскизная компоновка

Ведущий вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:

Принят диаметр выступающего конца вала =50 мм . Данное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведущий вал редуктора соединяется при помощи муфты с валом двигателя.

Приняты предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник +15=65 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Ведомый вал. Определение диаметра выступающего конца ведомого вала по формуле:

По ГОСТ 6636-69 принято стандартное значение =60 мм и . Полученное значение диаметра согласуется с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом конвейера.

Предварительно размеры отдельных участков валов:

Принят диаметр вала под подшипник =75 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Диаметр участка вала между выступающим концом и посадочным местом под подшипник принят равный ширине подшипника.

Принят диаметр вала под ступицей на колесе  

Назначен диаметр ступицы колеса

Принята длина ступицы колеса .

Предварительно для опор вала приняты роликовые радиально-упорные однорядные подшипники особо-легкой серии 7215 табл.П10 [3]:

d=75 мм, D=130 мм, Т=27.5 мм,  кН, e=0.44, В=25 мм.

Принят материал вала сталь 20Х, легированная. По табл. 7,1 [3]:

.

термообработка улучшение.

Выполняется эскизная компоновка вала и составляется расчетная схема.

Расчет для построения эпюр  от консольной нагрузки , вызываемой муфтой.

Определение консольной силы: ,  Н.

- дополнительная поперечная нагрузка от несоосности соединительной муфты.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил:

l4=185 мм; l5=65 мм; l6=105 мм.

Рис. 3. Расчетная схема ведомого вала

Вертикальная плоскость XOY:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОY: .

Горизонтальная плоскость XOZ:

;

;

Проверка правильности определения опорных реакций для ХОZ: .

Расчет долговечности принятых подшипников

  1.  Суммарные опорные реакции:

 

  1.  Осевые составляющие в подшипниках С и D:

  1.  Поскольку алгебраическая сумма  всех осевых сил, действующих на систему вал-подшипник:  вал cдвигается вправо.
  2.  Расчетная осевая нагрузка на опору D: а на опору C:  
  3.  Выбор коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) нагрузки:

 X(А)=1, Y(А)=0;

X(B)=0,4, Y(B)=1,45.

V – кинематический коэффициент (V=1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника); kб=2.3 – коэффициент, учитывающий условия нагружения подшипника (характер действующей нагрузки) для зубчатых передач 6…9 степени точности.

  1.  Эквивалентная динамическая нагрузка для каждой опоры:

  1.  Долговечность подшипника:   

Расчетный ресурс: .

Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала

Моменты по оси Z:

Участок :

Участок :

Моменты по оси Y:

Участок :

Участок :

Участок :

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент

Рис.4. Расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящего моментов выходного вала

Опасным сечением является сечение под колесом. Фактор концентрации – напресовка колеса на вал.


Усталостная и статическая прочность ведомого вала

Расчетные напряжения изгиба и кручения (с учетом пускового момента):

соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения, коэффициент пусковых и перегрузочных моментов (ГОСТ 10523-74);

Эквивалентное напряжение и расчетный запас статической прочности в опасном сечении:

т.е. статическая прочность вала в опасном сечении обеспечивается.

Расчет вала на усталостную прочность (на выносливость): с учетом основного источника концентрации напряжений, напресовки колеса на вал.

Расчетный запас выносливости только по нормальным напряжениям:

Расчетный запас выносливости только по касательным напряжениям:

среднее напряжение цикла изгиба;  соответственно среднее напряжение цикла и амплитуда цикла кручения.

,

где  - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его фактора концентрации;  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Принято  по табл. 8.20 [3];  - коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 8.18 [3];  - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Общий расчетный запас выносливости:

.

Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.


Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет шпоночных соединений:

Для крепления колеса на ведомый вал принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=80  мм, b=22  мм, h=20  мм, t1=12  мм, t2=8.4  мм, l=80  мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведущем валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=50  мм, b=16 мм, h=14  мм, t1=9 мм, t2=5.4  мм, l=80 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:

Для крепления муфты на ведомом валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=60  мм, b=18  мм, h=16  мм, t1=10 мм, t2=6.5  мм, l=100 мм.

Расчетная длина шпонки:

Проверка шпонки на смятие:


Конструирование корпуса редуктора

Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса конического редуктора и его крепёжных деталей:

1.Толщина стенки корпуса редуктора:

мм.

Принята толщина стенки корпуса 14 мм.

2.Толщина стенки крышки редуктора:

мм.

Принята толщина стенки крышки 12 мм.

3.Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·δ = 1,5*14 = 21 мм.

Принята толщина верхнего пояса фланца корпуса 20 мм.

4.Толщина фланца крышки:

b1 = 1,5*δ1 = 1,5·12= 18 мм.

5. Диаметр рамных болтов:

Принимаем

6. Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d3 = (0,5…0,6)·d1 = 0,5·30 = 16.0 мм.

7. Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее

А = 1,2· δ = 1,2·14 = 17 мм.

  1.  Выбор сорта масла:

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл.8.8. [1] установлена вязкость масла в зависимости от средней скорости Vm=3.2 м/с. Вязкость должна быть . По табл.8.10 [1] принято масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20799-75.

Необходимый объем масла 7 л (из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт).

Подшипники смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки выбран по табл.7.15. [1] – солидол марки УС-2.


Заключение

В данном курсовом проекте произведен  кинематический  расчёт  передачи, выбран  материал  зубчатых  колес  и  определены  допускаемые  контактные  и  изгибные  напряжения.

Определены основные параметры передачи, исходя  из  критерия  контактной  выносливости.

Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на  валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.

Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора. Необходимый расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1кВт.

Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

Начерчен в соответствии с расчетами конический одноступенчатый редуктор на формате А1, на котором вынесены габаритные и присоединительные размеры.


Список использованной литературы

  1.  В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
  2.  Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1979. – 367с.
  3.  Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560с.
  4.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,  1985 – 415 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

69573. Работа с IP-адресами 1.45 MB
  Представим себе что на маршрутизатор поступил пакет: номер сети из этого пакета необходимо сравнить с номером сети из каждой строки таблицы маршрутизации Да в среднем для пакета нужно сделать не 2 миллиона сравнений а лишь миллион это все равно гигантское число...
69574. Основы группового вещания в IPv4 1.18 MB
  Традиционные методы взаимодействия по протоколу IP позволяют отправлять пакеты одному узлу (одноадресная передача) или всем узлам одновременно (широковещательная передача). Многоадресная (групповая) IP-рассылка предоставляет третью возможность...
69575. Правила назначения IP адресов 855 KB
  При этом необходимо придерживаться следующих обязательных правил об исключениях мы поговорим позже: Адреса не должны дублироваться: IP адрес уникальный идентификатор узла или порта маршрутизатора Если узлы и порты маршрутизаторов находятся в одной канальной сети...
69576. Работа ARP протокола 659 KB
  При сканировании сети так же была определена система взаимодействия по протоколу IP узлов находящихся в одной либо разных сетях суть которой состоит в следующем: при взаимодействии между узлами одной IP сети протокол RP используется станцией отправителем для разрешения МАС...
69577. BGP 617.5 KB
  В предыдущих уроках были рассмотрены протоколы динамической маршрутизации, используемые в основном для работы в сетях среднего либо малого размера. И хотя, при описании таких протоколов как OSPF и EIGRP использовалось понятие Автономная система...
69578. Курс Internet Protocol 458 KB
  Способы передачи информации в компьютерных сетях были рассмотрены в курсе Локальные сети при этом для описания использовались первые два уровня модели OSI физический и канальный образующих базовую сетевую технологию БСТ.
69579. OSPF (Часть II) 6.73 MB
  В предыдущем уроке были рассмотрены теоретические основы взаимодействий, происходящих между маршрутизаторами работающими по протоколу OSPF. Таким образом, на данный момент изучен метод построения маршрутных таблиц протоколом OSPF, алгоритм работы протокола при построении графа...
69580. Автономные адреса 6.71 MB
  Какие адреса может использовать компания для адресации своей сети Очевидно абсолютно любые адреса разрешенные для узлов классов А В и С. При этом количество доступных компании адресов столь велико что делить данные сети на подсети с помощью маски усложняя себе таким образом жизнь просто...
69581. Удаленный доступ 4.83 MB
  Пример: пусть некоторый удаленный пользователь хочет подключиться к своей корпоративной сети будучи в командировке. Для этого в его корпоративной сети должен быть компьютер готовый принимать входящие подключения по телефонной сети общего пользования или по сети ISDN.