Заглавная страница
Избранные статьи
Случайная статья
Познавательные статьи
Новые добавления
Обратная связь
FAQ
Написать работу

ТОП 10 на сайте

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Техника нижней прямой подачи мяча.

Франко-прусская война (причины и последствия)

Организация работы процедурного кабинета

Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний

Коммуникативные барьеры и пути их преодоления

Обработка изделий медицинского назначения многократного применения

Образцы текста публицистического стиля

Четыре типа изменения баланса

Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву

Мы поможем в написании ваших работ!

ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Влияние общества на человека

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Практические работы по географии для 6 класса

Организация работы процедурного кабинета

Изменения в неживой природе осенью

Уборка процедурного кабинета

Сольфеджио. Все правила по сольфеджио

Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления

Главная Избранные Случайная статья Познавательные Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу

Ученое звание, ученая степень, должность,

↑

Стр 1 из 7Следующая ⇒

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет __________________ инженерный _____________________________________

Кафедра __________ информационных_систем_и_технологий _____________________

Дата регистрации работы на кафедре _________

Отметка о допуске к защите _________

Оценка за защиту _________

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине ___________________ Техническая_механика ________________________

Тема:

«__Проектирование_привода_с_коническим_редуктором,_ременной_и_цепной_ передачами___»

Исполнитель:

_инженерный,_3_курс,_группа_ИСТ-31

студент (факультет, курс, группа)

__ Корсиков_Роман_Дмитриевич ______

Фамилия, имя, отчество

Преподаватель:

___ преподаватель ___________________

Ученое звание, ученая степень, должность,

__ Коробкина_ Екатерина_Валерьевна _

Фамилия, имя, отчество

Барановичи 2013

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

РЕЦЕНЗИЯ

на курсовой проект

(регистрационный №_____)

Студента

_______________________________________________________________________

(фамилия, имя, отчество)

Факультет _______________________________________________________________________

Курс ________________

Дисциплина

_______________________________________________________________________

Рецензент

_______________________________________________________________________

(фамилия, имя, отчество)

Дата получения к/п для рецензирования _____________________________________

Дата возвращения к/п после рецензирования _________________________________

Оценка______________ Подпись преподавателя-рецензента ____________________

Текст рецензии:

_______________________________________________________________________

ВВЕДЕНИЕ

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

· числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

· типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

· относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

· особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Исходные данные:

а) мощность на приводном валу кВт;

б) частота вращения приводного вала ;

в) передаточное отношение редуктора ;

г) мощность двигателя кВт;

д) частота вращения вала двигателя .

Порядок расчета:

Общий КПД привода:

КПД ременной передачи ;

КПД конической передачи ;

КПД цепной передачи ;

КПД подшипников качения .

(1.1)

Требуемая мощность:

(1.2)

кВт.

Передаточные отношения привода:

Общее передаточное отношение:

(1.3)

;

Передаточное отношение цепной передачи принимаем ;

Передаточное отношение ременной передачи:

(1.4)

Мощность, частота вращения и вращающий момент на валах привода:

Вал I:

;

Н·м.

Вал II:

;

Н·м.

Вал III:

;

Н·м.

Занесение полученных данных в таблицу 1:

Таблица 1. Кинематический расчёт привода

№ вала	P, кВт	T, Н·м	n, об/мин
	1,8	81,1
	1,73	155,8
	1,6	436,6

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

Выбор сечения ремня

В качестве расчетной мощности , передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя . Аналогично, частота вращения n₁, ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя. Таким образом:

кВт;

По номограммам, приведенным в табл. 1П.35 приложения 1П [1, с. 394], в зависимости от мощности P₁ и частоты вращения n₁выбираем клиновые ремни: нормального сечения A.

Необходимое число ремней

, (2.11)

где С_z - коэффициент числа ремней:

z 1 2...3 4...6 > 6

С_z 1 0,95 0,9 0,85.

При мощности на ведущем (меньшем) шкиве Р₁= Р_тр= 1,9 кВт, задаваясь коэффициентом С_z, имеем:

;

принимаем z = 3.

7. Определение силы предварительного натяжения F₀(Н) одного клинового ремня

, (2.12)

где q-масса 1 м длины ремня; по табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395] для ремня сечения A q = 0,105 кг/м.

140 Н.

Вывод

При одной и той же передаваемой мощности применение клиновых ремней узкого сечения позволяет уменьшить габариты передачи (для сечения ремня A) а = 312 мм, d_p₁= 100 мм, d_p₂ = 315 мм, z = 3.

Расчет конической передачи

Исходные данные

а) частота вращения шестерни n₂= 212 об/мин;

б) частота вращения колеса n₃= 106 об/мин;

в) передаточное число редуктора U = U_ред= 2;

г) вращающий момент на валу шестерни Т₁ = 81,1 Н ∙ м;

д) вращающий момент на валу колеса Т₂ = 155,8 Н ∙ м;

е) расположение зубчатых колес относительно опор: шестерни – консольное, колеса – несимметричное;

ж) кратковременная перегрузка ;

з) типовой режим нагружения – (легкий);

и) редуктор привода цепного конвейера; привод нереверсивный.

Порядок расчета

Проектный расчет

1. Выбор варианта термической обработки зубчатых колес

Вариант термообработки (т.о.) выбираем, исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой быстроходной ступени.

В нашем примере . Принимаем вариант т.о. I (табл. 1П.6 приложения 1П [1, c.369]):

а) т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ;

б) т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ;

в) марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН и др.

Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев :

а) для шестерни (т.о. улучшение):

, (2.15)

где – средняя твердость поверхности зубьев шестерни;

б) для колеса (т.о. улучшение):

, (2.16)

где – средняя твердость поверхности зубьев колеса.

Базовое число циклов напряжений :

(2.17)

;

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы привода при числе зацеплений зуба рассчитываемого зубчатого колеса за один оборот и коэффициенте (табл. 1П.8 приложения 1П [1, c.370]):

(2.18)

;

Определим для шестерни и колеса конической ступени коэффициенты долговечности и , используемые при расчете передачи на сопротивление контактной усталости.

Следует отметить, что для конической передачи коэффициент долговечности определяется аналогичным образом, как и для цилиндрической передачи в зависимости от отношения эквивалентного числа циклов напряжений и базового .

а) для шестерни – так как , то коэффициент долговечности определяется по формуле:

(2.19)

;

б) для колеса – так как , то коэффициент долговечности определяется по формуле:

(2.20)

Расчетный коэффициент запаса прочности при расчете контактной усталости принимаем по табл. 1П.9 приложения 1П [1, c.371]: для шестерни и колеса (т.о. улучшение) – .

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости по формуле:

(2.21)

;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения для конической передачи при известных допускаемых контактных напряжениях шестерни и колеса принимают величину, определяемую в соответствии с рекомендациями, изложенными в п.2.1 [см. формулы (2.17) или (2.18) [1, c.27]], в зависимости от вида зубьев.

Для конической передачи с круговыми зубьями по формуле (2.18 [1, c.27]):

(2.22)

Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни.

Для определения диаметра заготовки конической шестерни (см. далее п. 7) необходимо знать внешний диаметр вершин зубьев , который предварительно может быть рассчитан по формуле:

(2.46)

Проверочный расчет

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

а) мощность на валу ведущей звездочки Р₁= 1,73 кВт;

б) частота вращения ведущей звездочки n₁ = 106 ;

в) передаточное число ;

г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение — горизонтальное; работа в одну смену; смазка — удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).

Порядок расчета:

Выбор типа приводной цепи.

В цепных передачах применяют приводные роликовые, втулочные и зубчатые цепи.

Роликовые цепи нормальной серии ПР (ГОСТ 13568-75) получили наибольшее распространение в различных механических приводах. Их изготовляют одно-(ПР), двух-(2ПР), трех-(ЗПР) и четырехрядными (4ПР). Предпочтение следует отдавать однорядным цепям. Четырехрядные цепи без особых требований не рекомендуется применять ввиду необходимости использования звездочек повышенной точности и усложнения монтажа.

Втулочные цепи ПВ (ГОСТ 13568-75) аналогичны роликовым, но у них отсутствуют ролики. Их применяют в основном в мотоциклах и автомобилях.

Зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13522-81 отличаются повышенной надежностью, скоростью и кинематической точностью. Однако они более тяжелые и дорогостоящие и поэтому имеют ограниченное применение. Их используют обычно при высоких скоростях - до 35 м/с.

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. Поэтому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.

Предварительное определение межосевого расстояния.

По соображениям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30…50)р_ц, где р_ц – шаг цепи мм.

4. Определение коэффициента эксплуатации .

По таблице 1П.26 [7, стр. 388]:

а) коэффициент динамической нагрузки = 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния = 1 [для а = (30... 50)p_ц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту = 1 (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи = 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при υ < 4 м/с,)].

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток = 1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации:

(2.92)

5. Определение коэффициентов и .

Число зубьев малой звездочки типовой передачи принимается только (см. таблицу 1П.27 [7, стр. 389]). Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z₁= 23.

Тогда коэффициент числа зубьев:

(2.93)

.

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₁ = 106 . Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₁ =50 (см. таблицу 1П.31[7, стр.391]). Тогда коэффициент частоты вращения:

(2.94)

.

Выбор цепи.

Расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи:

(2.95)

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью по табл. 1П.27 [7, стр.389] при Z₀₁ = 25 и n₀₁ = 50 мин^-1 является = 19,05 кВт для однорядной цепи ПР-19,05-31800 с шагом р_ц = 19,05 мм.

Определим делительные диаметры звездочек:

(2.96)

;

Для ограничения вредного влияния ударов цепи о зубья ведущей звёздочки проверяем не превышает ли шаг максимальный допустимый (табл.1П.29) [7,стр.391]

При допускается = 50,80 мм, и, следовательно, цепь допускает ещё большую величину .

Скорость цепи:

(2.97)

По табл. 1П.25[7, стр. 387]при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

Предварительный расчёт быстроходного (входного) вала.

Быстроходный вал выполнен за одно целое с конической шестерней с круговыми зубьями, имеющей следующие геометрические размеры: ; ; ; ; ;

В соответствии с рекомендациями, изложенными в п. 5.1 [1, c.151], конструирование быстроходного вала редуктора начинаем с определения диаметра его концевого участка. При вращающем моменте на валу и МПа определяем диаметр цилиндрического конца вала, являющегося его первой ступенью:

(3.1)

По ГОСТ 12080 – 66 на цилиндрические концы валов (табл. 2П. 1 приложения 2П [1, c.399]) принимаем диаметр конца вала d = 32 мм и длину конца вала l = 58 мм (исполнение 2 - короткие). Таким образом, размеры первой ступени быстроходного вала: ; .

Конструируем вторую ступень вала. Шкив, устанавливаемый на цилиндрическом конце вала, доводят до упора в буртик диаметром . По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы шкива . Тогда высота буртика вала, необходимая для упора шкива:

(3.2)

При этом размер упорного пояска , что допустимо (k ≥ 1…2 мм). Тогда диаметр буртика для упора шкива:

(3.3)

По ряду Ra40 (табл. 1П.13 приложения 1П [1, c.375]) принимаем диаметр второй ступени . Длина , второй ступени определяется в зависимости от диаметра подшипника.

Определим диаметр следующей третьей ступени, на которой выполняется резьба для круглой шлицевой гайки. По табл. 2П.8 приложения 2П [1, c.405] в зависимости от принимаем резьбу М45×1,5. Диаметр третьей ступени: . Длина третьей ступени зависит от диаметра подшипника.

Диаметр четвертой ступени вала, на которой устанавливаются подшипники, принимаем из условия свободного их прохождения через ступень диаметром : , где – внутренний диаметр подшипника. По табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414] принимаем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) с . Таким образом . Длину четвертой ступени определим после назначения размеров пятой ступени.

Пятая ступень служит в качестве буртика (заплечика) для упора подшипника. По табл. 2П. 18 приложения 2П [1, c.419] для выбранного роликового конического подшипника легкой серии 7209А диаметр буртика (заплечика) .

Принимаем . При этом . Ширина буртика (пятой ступени) ;

принимаем .

Возвратимся теперь к определению длины четвертой ступени вала. Этот размер определяется жесткостью вала, которая в свою очередь обеспечивается определенным соотношением размеров , , d и . Однако предварительно определим ряд размеров, которые будут необходимы для проверки этих соотношений. Имеем:

(3.4)

;

(3.5)

Для выбранного подшипника легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) по табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414]: d = 45 мм; D = 85 мм; Т = 21 мм; с = 16 мм; е = 0,4. Тогда смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

(3.6)

Длина консоли вала со стороны шестерни:

(3.6)

Размер :

(3.7)

Тогда соотношения размеров: , что меньше диаметра подшипника d = 45 мм; ; . В качестве расчетного расстояния , между точками А и В приложения радиальных реакций принимаем большее из полученных значений и , a именно . Тогда расстояние между торцами наружных колец подшипников .

Расстояние между подшипниками позволяет окончательно определить длину четвертой ступени вала:

(3.8)

где – ширина канавки для выхода резьбонарезного инструмента.

Диаметр подшипника позволяет определить длины второй и третьей ступени вала:

(3.9)

;

(3.10)

Шестой ступенью быстроходного вала является коническая шестерня, размеры которой были определены ранее.

Силы на шестерне конической передачи: , , .

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи .

Рисунок 3.1 — Расчетная схема быстроходного вала.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении B (Н · м):

(3.17)

6. Определяем эквивалентный момент (Н · м):

(3.18)

7. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

(3.19)

Ранее принятое значение = 45 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Предварительный расчет тихоходного (выходного) вала.

На тихоходном валу установлено насадное коническое колесо и на выходном конце вала закрепляется консольно ведущая звездочка цепной передачи.

Определим предварительно диаметр выходного конца вала (под ступицей ведущей звездочки), т.е. диаметр первой ступени:

(3.28)

где (при консольной установке ведущей звездочки); ·м – вращающий момент на тихоходном валу.

По ГОСТ 12080-66 на цилиндрические концы валов (см. табл. 2П.1 приложения 2П [1, c.399]) = d = 32 мм. Длина конца тихоходного вала (исполнение 2 - короткие). Таким образом, размеры первой ступени вала: , .

Вторая ступень вала предназначена для установки подшипника и служит одновременно в качестве буртика для упора ступицы ведущей звездочки, устанавливаемой на выходном конце вала, т.е. на первой ступени. По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы звездочки f = 1,2 мм. Тогда диаметр второй ступени, исходя из обеспечения надежного осевого фиксирования ступицы звездочки, по условию:

(3.29)

где – высота буртика для упора ступицы звездочки.

Согласовываем с диаметрами d внутренних колец подшипников и принимаем 40 мм.

В то же время диаметр второй ступени желательно иметь такой величины, чтобы можно было снять левый подшипник, не вынимая призматическую шпонку, установленную на выходном конце вала. Однако такая операция возможна при выполнении условия:

(3.30)

где – высота шпонки; - глубина паза вала (см. табл. 2П.9 приложения 2П [1, c.406]).

Съем подшипника возможен при установленной шпонке. Окончательно принимаем = 40 мм.

Определим длину второй ступени:

(3.31)

Принимаем

По табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414] выбираем роликовый конический подшипник легкой серии 7208А (ГОСТ 27365 - 87) с внутренним диаметром d = 40 мм. Определим размеры третьей ступени, на которой установлено насадное коническое колесо. Диаметр третьей ступени:

(3.31)

где – координата фаски подшипника.

Длина третьей ступени равна длине ступицы:

(3.33)

Принимаем

Распорное кольцо между ступицей конического колеса и левым подшипником выполняет роль буртика как для подшипника, так и для колеса. Наружный диаметр распорного кольца со стороны подшипника, служащего для него буртиком (заплечиком), согласно табл. 2П.18 приложения 2П [1, c.419] составляет 47...55 мм. По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы насадного конического колеса f = 1,6 мм. Тогда наружный диаметр распорного кольца со стороны ступицы конического колеса, выполняющего роль буртика для колеса (обозначим его ), согласно условия:

(3.34)

где – высота буртика для конического колеса; .

Выполняем распорное кольцо цилиндрическим с наружным диаметром .

Четвертая ступень вала диаметром служит в качестве буртика для упора ступицы конического колеса и принимается такого же размера, какой имеет распорное кольцо со стороны ступицы этого же колеса, т.е. .

Перейдем теперь к определению диаметра пятой ступени, учитывая, что правый подшипник должен быть такого же размера, как и левый. Соответственно .

Силы на шестерне конической передачи: , , .

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи .

Рисунок 3.2 — Расчетная схема тихоходного вала.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении C (Н · м):

(3.17)

6. Определяем эквивалентный момент (Н · м):

(3.18)

7. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

(3.19)

Ранее принятое значение = 40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

РАСЧЕТ шпоночных соединений

СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

При проектировании привода смазыванию подлежат передачи (кроме ременных) и подшипники. Цель смазывания - защита от коррозии, снижение интенсивности износа трущихся поверхностен, отвод тепла и продуктов износа от контактируемых поверхностей, а также снижение шума.

Смазывание зубчатых передач

Для смазывания закрытых зубчатых и червячных передач широко используют картерную систему смазки - окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус. Данный способ применяется при окружных скоростях до 12,5 м/с.

Глубину погружения в масло рекомендуется принимать:

а) в редукторах с конической передачей, в масло погружают зубья конического колеса на всю длину зуба независимо от окружной скорости и тихоходной цилиндрической ступени;

б) в открытых передачах при окружной скорости до 4 м/с наибольшее распространение получило смазывание пластичными смазками, которые наносят на зубья через определённые промежутки времени.

ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже для основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет. Пример выбора некоторых посадок дан в таблице 11.1.

Таблица 11.1 – Рекомендуемые виды посадок

Сопряжение

Условное обозначение по ГОСТ

Внутреннее ко

12 3 4 5 6 7 Следующая ⇒

Познавательные статьи:

Алгоритмические операторы Matlab

Конструирование и порядок расчёта дорожной одежды

Исследования учёных: почему помогают молитвы?

Почему терпят неудачу многие предприниматели?

Последнее изменение этой страницы: 2016-09-05; просмотров: 333; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 216.73.216.198 (0.009 с.)