ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ИНМВ. 31 28 00.000 ПЗ

 

Консультант Студент гр. 14д

Бородин А.В. Ядуванкин В.В.

«___»________2007г. «___»___________2007г.

 

Руководитель:

Оценка преподаватель каф. ТМ и ДМ

_________ Бородин А.В.

«___»_____________2007г.

 

Омск 2007

Содержание

 

Введение

1. Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.1 Общий КПД привода

2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

3. Расчёт ременной передачи

4. Расчёт и конструирование редуктора

4.1 Материалы шестерни и колеса

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)

4.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.2.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.3 Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)

4.3.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.3.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.4 Ориентировочный расчёт и конструирование валов

4.4.1 Входной вал

4.4.2 Промежуточный вал

4.4.3 Выходной вал

4.5 Выбор подшипников качения

4.6 Конструирование зубчатых колёс

4.7 Конструирование корпуса редуктора

4.8 Компоновочная схема редуктора (см. прил.).

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

4.10 Расчет подшипников качения

4.11 Проверка прочности шпоночных соединений

4.12 Выбор и расчет муфт

4.12.1 Расчет втулочно-пальцевой упругой муфты

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

4.14 Рекомендуемые посадки деталей

Заключение

Библиографический список

Приложение 1

Приложение 2

Введение

 

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

Задание на курсовое проектирование

Схема привода

 

В механический привод (рис. 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор - цилиндрический двухступенчатый соосный.

 

Рисунок 1.1

 

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходной 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом 12 машины муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15.

Кинематический расчёт электродвигателя

Кинематический расчёт двигателя

 

Общий КПД привода:

h = h_р h_б h_т h³_п (2.1)

h_р = 0, 95 – КПД плоскоременной передачи;

h_б = h_т = 0, 97 – КПД быстроходной и тихоходной, цилиндрических передач;

h_п = 0, 99 – КПД одной пары подшипников.

h = 0, 95 · 0, 97 · 0, 97 · 0, 99³ = 0, 867.

Потребляемая мощность, кВт:

;                                    (2.2)

Р₃ – мощность на выходном валу редуктора, кВт.

Р_п = = 5, 88 кВт.

Р_э  Р_п

По полученной потребной мощности выбираем электродвигатель тип - 4А132 М6 с рабочими характеристиками:

Р_э – номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге, кВт;

Р_э = 7, 5 кВт;

n_э – рабочая частота вращения двигателя, об/мин;

n_э = 970 об/мин;

d_э – диаметр вала двигателя, мм;

d_э = 38 мм;

Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

 

Частоты, об/мин:

– входной вал

 (2.8)

 об/мин;

– промежуточный вал

;                                     (2.9)

об/мин;

– выходной вал

; (2.10)

 об/мин;

– приемный вал машины

n_п.в. = n₃ = 98, 2 об/мин.

Угловые скорости, с^-1:

– входной вал

;                  (2.11)

;

– промежуточный вал

;                                      (2.12)

– выходной вал

;

– приемный вал машины

.

 

Расчёт ременной передачи

При выполнении расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым - входной вал редуктора. Расчет клиноремённой передачи приведен ниже.

Выбираем сечения ремня – Б.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм:

 мм;

Р₁ = Р_n;

где: Р₁ – мощность на ведущем валу;

Р_n – потребная мощность;

n₁ – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Диаметр ведомого шкива, мм:

d₂ = U_p d_1,                                                                    (3.1)

где: U_p – передаточное число ремённой передачи.

d₂ = 1, 5·200 = 300 мм;

Получившееся число округляем до стандартного числа: d₂ = 315 мм.

Межосевое расстояние (предварительное), мм;                                          

а_min = 0, 55 (d₁ + d₂) + h,                  (3.2)

a_min = 0, 55 (200 + 315) + 10, 5 = 293, 75 мм;

                                               а_max = d₁ + d₂,                                  (3.3)

а_max = 200 + 315 = 515;

Расчётная длинна ремня, мм:

, (3.4)

 мм.

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного:

L_p = 1600 мм.

Уточнение межосевого расстояния, мм:

, (3.5)

 мм;

где

                 (3.6)

Угол обхвата ремня малого шкива, градусы:

,             (3.7)

;

Расчётная мощность, Вт.:

,                                (3.8)

,

где - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

Требуемое число ремней:

 

 (3.9)

где  - мощность на ведущем валу передачи;

– коэффициент, учитывающий число ремней.

Для определения коэффициента  предварительно принимают некоторое число ремней ( ).

Найденное значение Z округляют до целого числа:

Z = 2.

Скорость ремня, м/с:

                          (3.10)

Сила предварительного натяжения ремня, Н:

 

 (3.11)

;

Коэффициент θ, учитывающий влияние центробежных сил, принимается в зависимости от сечения ремня.

Сила действующая на валы, Н:

 

(3.12)

Рабочий ресурс (долговечность) клиноремённой передачи, ч:

 (3.13)

где - число циклов, выдерживаемых ремнём.

Ширина шкива:

Рассчитанная клиноремённая передача имеет следующие параметры, указанные в таблице 3.1:

 

Таблица 3.1 – Параметры плоскоременной передачи

d1, мм	d2, мм	a, мм	В, мм	b, мм	А, мм2	L, мм	α 1, ˚	Н0, ч	FП, H	V, м/с	Тип
200	315	391, 5	45	17	138	1600	163, 3	2057	149, 7	10, 15	прорезиненный ремень

 

Материалы зубчатых колес

 

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ≤ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ ≤ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

НВ₁ ≥ НВ₂ + (30 - 50) НВ,

где НВ₁ и НВ₂ – твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ ≤ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ≤ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ  300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух – и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах представлены в виде табл. 4.1:

 

Механические характеристики зубчатых колёс.

Табл. 4.1

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твёрдость сердцевины НВ, МПа
колесо	40ХН	нормализация	220-250
шестерня	40ХН	улучшение	269-302

 

Входной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.3), мм:

d₁ = ;                                 (4.118)

где: Т₁ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ _K] = (20 ÷ 25) МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45:

d₁ =  = 27, 4 мм;

Диаметр d₁ округляем до целого, стандартного значения: d₁ = 28 мм.

рис. 4.3

 

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t;                            (4.119)

где: t = 2.2 – высота буртика, мм;

d_упл = 28 + 2 · 2, 2 = 31, 4 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 32 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл;

d_п = 35 мм;

Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр кольца со стороны подшипника, мм:

d_{δ .п.} = d_п + 3 · r;                   (4.120)

где: r = 2, 0 – координата фаски подшипника:

d_{δ .п.} = 35 + 3 · 2, 0 = 41 мм;

Диаметр вала под шестерней, мм:

d_{δ .п.} ≥ d_k > d_п;

42 ≥ 40 > 35;

d_k = 40 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни, мм:

d_{δ .k.} = d_k + 3 · f;                   (4.121)

где: f = 1 – размер фаски, мм:

d_{δ .k.} = 40 + 3 · 1 = 43 мм;

Диаметр d_{δ .k} округляем до целого стандартного значения d_{δ .k.} = 42 мм.

 

Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней (рис.4.4), мм:

d_k =                                  (4.122)

где: Т₂ – вращающий момент на промежуточном валу ( см. п. 2.4.), Н · мм;

[τ _K] = (10 ÷ 13) МПа:

d_k = = 43, 2 мм;

Диаметр d_k округляем до целого стандартного значения d_k = 42 мм.

 

рис. 4.4

Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм:

d_п = d_k – 3 ^. r;                      (4.123)

где: r = 3, 0 – координата фаски подшипника, мм;

d_п = 42 – 3 ^. 3, 0 = 33 мм;

Диаметр d_п округляем до числа кратного 5: d_п = 35 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

d_{δ .п.} = d_п + 3 · r;                   (4.124)

d_{δ .п.} = 35 + 3 · 3 = 44 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_{δ .п} = 42 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса и шестерни, мм:

d_{δ .k.} = d_k + 3 · f;                   (4.125)

где: f = 1.6 – размер фаски, мм:

d_{δ .k.} = 42 + 3 · 1, 6 = 46, 8 мм;

Диаметр d_{δ .k} округляем до целого стандартного значения d_{δ .k.} = 48 мм.

 

Выходной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.5), мм:

d_k =                            (4.126)

где: Т₂ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ _K] = (20 ÷ 25) МПа;

 

рис. 4.5

d_k =  = 46, 14 мм;

Диаметр d_к округляем до целого стандартного значения d_к = 45 мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t;                            (4.127)

где: t = 2, 8 – высота буртика, мм;

d_упл = 45 + 2 · 2, 8 = 50, 6 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 50 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл;

d_п = 55 мм;

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

                                           d_{δ .п.} = d_п + 3 · r;                             (4.128)

d_{δ .п.} = 55 + 3 · 3 = 64 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_{δ .п} = 64 мм.

Диаметр вала под колесом, мм:

d_{δ .п.} ≥ d_k > d_п;

64 ≥ 60 > 55;

d_k = 60 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм:

                                           d_{δ .k.} = d_k + 3 · f;                             (4.129)

где: f = 2.0 – размер фаски, мм:

d_{δ .k.} = 60 + 3 · 1, 6 = 64, 8 мм;

Диаметр d_{δ .k} округляем до целого стандартного значения d_{δ .k.} = 65 мм.

 

Выбор подшипников качения

 

Подшипники качения выбираются в зависимости от диаметров валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, ко­ническими и червячными колесами и для червяка: – радиально – упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц вы­писать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и шири­ну В, величины статической С_or и динамической С_r грузоподъемностей.

Входной вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.1.)

 

Табл. 4.5.1

Номер подшипника	46307
Наружный диаметр D, мм	80
Внутренний диаметр dп, мм	35
Ширина, мм	21
Статическая грузоподъёмность Сor, кН	24, 7
Динамическая грузоподъёмность Сr, кН	42, 8
r, мм	2, 5
r1, мм	1, 2

 

Промежуточный вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.2.)

 

Табл. 4.5.2

Номер подшипника	46307
Наружный диаметр D, мм	80
Внутренний диаметр dп, мм	35
Ширина, мм	21
Статическая грузоподъёмность Сor, кН	24, 7
Динамическая грузоподъёмность Сr, кН	42, 8
r, мм	2, 5
r1, мм	1, 2

 

Выходной вал: подшипники радиальные, однорядные, легкой серии, 2шт. (табл. 4.5.3.)

Табл. 4.5.3

Номер подшипника	211
Наружный диаметр D, мм	100
Внутренний диаметр dп, мм	55
Ширина, мм	21
Статическая грузоподъёмность Сor, кН	31, 5
Динамическая грузоподъёмность Сr, кН	50, 3
r, мм	2, 5
r1, мм	1, 2

 

Расчет подшипников качения

 

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ≤ 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности C_or; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности C_r. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (C_тр ≤ С_r) или долговечностей (L_10h ≥ [L_10h]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:

Частота вращения n₂ = 239, 5 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L_10h] = 20000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала d_п = 35 мм;

Действующие силы:

радиальные:

F_r1 = R_A = 0, 59 кH; и F_r2 = R_Д = 0, 55кН;

осевая:

F_a = 0, 43 кН;

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально – упорный шариковый подшипник 46307, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:

С_or = 24, 7 кН; C_r = 42, 6 кН;

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13:

 

Рис. 4.13

Выбираем значения коэффициентов равными: X = 0, 41; Y = 0, 87; e = 0, 68.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

S₁ = e · F_r1;                                  (4.204)

S₁ = 0, 68 · 590 = 401, 2 Н;

S₂ = e · F_r2;                                  (4.205)

S₂ = 0, 68· 550 = 374 Н;

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

т.к. S₁ > S₂, F_a > 0, то

F_a1 = S₁ = 401, 2 H; F_a2 = S₁ + F_a = 401, 2 + 430 = 831, 2 Н;

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₂ = (V · X · F_r2 + Y · F_a2) · K_δ · K_T; (4.206)

где: K_δ = 1, 3 – коэффициент безопасности;

K_T = 1 – температурный коэффициент;

P₂ = (1·0, 41·550 + 0, 87·831, 2) ·1, 3 ·1 = 1233, 23 Н;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₁ = (V·X·F_r1 + Y·F_a1) ·K_δ ·K_T;     (4.207)

P₂ = (1·0, 41·590 + 0, 87·401, 2) ·1, 3 ·1 = 768, 22 Н;

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 46307:

L_10h =  ;                (4.208)

L_10h = ;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L_10h больше базовой [L_10h] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

 

Выбор и расчет муфт

 

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Т_р = К_р · Т_ПВ;                               (4.216)

где: К_р = 1, 5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Т_ПВ – момент на приводном валу машины, Н·м;

Т_р = 1, 5 · 490, 99 = 736, 5 Н·м;

Расчет фланцевой муфты

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рис. 4.16).

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

σ _Н = ;   (4.217)

где: Т_р – расчетный вращающий момент, Н ·мм;

l_П – длина пальца, мм;

D₀ – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

z – число пальцев;

d_П – диаметр пальца, мм;

[σ _Н] = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

σ _Н =  МПа;

47, 36< 90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

σ _СМ = ;      (4.218)

σ _СМ = ;

 

За ключение

 

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1, 5, U_Б = 2, 44, U_Т = 2, 7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n₁=646, 7, n₂=239, 5, n₃=98, 2, n_пв=98, 2, Р₁=5, 6 кВт, Р₂=5, 3 кВт, Р₃=5, 1 кВт, Т₁=82, 54 Н∙ м, Т₂=209, 66 Н∙ м, Т₃=490, 99 Н∙ м, Т_пв=490, 99 Н∙ м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2058 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 45Х, 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 2908990 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2, 5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

 

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П. Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988.447с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для не машиностроительных вузов / С.А. Чернышевский, Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. Здор, А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ИНМВ. 31 28 00.000 ПЗ

 

Консультант Студент гр. 14д

Бородин А.В. Ядуванкин В.В.

«___»________2007г. «___»___________2007г.

 

Руководитель:

Оценка преподаватель каф. ТМ и ДМ

_________ Бородин А.В.

«___»_____________2007г.

 

Омск 2007

Содержание

 

Введение

1. Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.1 Общий КПД привода

2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

3. Расчёт ременной передачи

4. Расчёт и конструирование редуктора

4.1 Материалы шестерни и колеса

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)

4.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.2.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.3 Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)

4.3.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.3.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.4 Ориентировочный расчёт и конструирование валов

4.4.1 Входной вал

4.4.2 Промежуточный вал

4.4.3 Выходной вал

4.5 Выбор подшипников качения

4.6 Конструирование зубчатых колёс

4.7 Конструирование корпуса редуктора

4.8 Компоновочная схема редуктора (см. прил.).

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

4.10 Расчет подшипников качения

4.11 Проверка прочности шпоночных соединений

4.12 Выбор и расчет муфт

4.12.1 Расчет втулочно-пальцевой упругой муфты

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

4.14 Рекомендуемые посадки деталей

Заключение

Библиографический список

Приложение 1

Приложение 2

Введение

 

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

Задание на курсовое проектирование

Схема привода

 

В механический привод (рис. 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор - цилиндрический двухступенчатый соосный.

 

Рисунок 1.1

 

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходной 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом 12 машины муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15.

12345Следующая ⇒

Поделиться: