Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором

Кинематический расчёт и выбор электродвигателя. Расчёт ременной передачи. Расчёт и конструирование редуктора. Выбор подшипников качения. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников. Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 10.04.2009
Размер файла 6,1 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

4.7 Конструирование корпуса редуктора

Рис. 4.9.1.а

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным (рис. 4.9.1.а) Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса дК и крышки д редуктора, мм:

где: ащт - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

основание редуктора;

дК = 0,025 . ащт + 3; (4.145)

дК = 0,025 . 196 + 3 = 7,9 мм;

крышка редуктора;

д = 0,02 . ащт + 3; (4.146)

д = 0,02 . 196 + 3 = 6,9 мм;

Так в результате расчётов оказалось, что дК < 8 мм, и д < 8 мм, то принимаем, что дК = д = 8 мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:

b = 1.5 . дК ; (4.147)

b = 1.5 . 8 = 12 мм;

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора p, мм:

p = 2.35 . дК ; (4.148)

p = 2.35 . 8= 18,8 мм;

Толщина фланца крышки редуктора b1, мм:

b1 = 1,5 . д ; (4.149)

b1 = 1,5 . 8 = 12 мм;

Толщина рёбер жёсткости основания m и крышки m1 редуктора, мм:

основание редуктора;

m = (0.85 ч 1) . дК; (4.150)

m = 1 . 8 = 8 мм;

крышка редуктора;

m1 = (0.85 ч 1) . д; (4.151)

m1 = 1 . 8 = 8 мм;

Диаметр фундаментных болтов d1, мм:

d1 = (0,03 ч 0,036) . ащт + 12; (4.152)

d1 = 0,03 . 196 + 12 = 18,47 мм;

Полученное значение округляем до 18 мм;

Диаметр болтов у подшипников d2, мм:

d2 = (0,7 ч 0,75) . d1;(4.153)

d2 = 0.75 . 13,85 = мм;

Полученное значение округляем до 14 мм;

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой d3, мм;

d3 = (0,5 ч 0,6) . d1; (4.154)

d3 = 0,5 . 18 = 9 мм;

Полученное значение округляем до 10 мм;

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку d5, мм;

d5 = (0.3 ч 0.5) . d1; (4.155)

d5 = 0.4 . 18 = 7,39 мм;

Полученное значение округляем до 8 мм;

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса С1, С2, С3, до оси болтов d1, d2, d3, и ширины фланцев корпуса К1, К2, К3, выбираются в зависимости от диаметров болтов d1, d2, d3. Диаметры отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов.

С1 = 23 мм, К1 = 44 мм; С2 = 19,5 мм, К2 = 36 мм; С3 = 10 мм, К3 = 16 мм.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяется размером е (см. рис. 4.9.2.б):

е ? (1 ч 1,2) . d2; (4.156)

е ? 1 . 14 = 14 мм;

Полученное значение округляем до целого числа: 14 мм.

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник (см. рис. 4.9.2.б, в). Толщина стенки крышки д3, диаметр d4, и число винтов крепления Z крышки к корпусу в зависимости от D.

Толщина стенки крышки д3 = 6 мм;

Диаметр винтов крышки под подшипник d4 = 8 мм;

Число винтов крепления Z = 4 шт.

б в

Рис. 4.9.2.б, в.

Толщина фланца крышки д4, мм:

д4 = 1,2 . д3; (4.157)

д4 = 1,2 . 6 = 7,2 мм;

Толщина ножки крышки д5, мм;

д5 = (0,9 ч 1,0) . д3; (4.158)

д5 = 1,0 . 6 = 6 мм;

Длинна ножки крышки l, мм;

l = (1,2 ч 2,0) . д3; (4.159)

l = 1,5 . 6 = 9 мм;

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки DВ, мм:

DВ = D + 2C4; (4.160)

где: С4 ? d4;

DВ1 = 80 + 2 8 = 96 мм;

DВ2 = 80 + 2 8 = 96 мм;

Диаметр фланца крышки DФ, мм:

DФ = D + (4 ч 4,4) . d4; (4.161)

DФ1 = 80 + 4 . 8 = 112 мм;

DФ2 = 80 + 4 . 8 = 112 мм;

Диаметр гнезда DК, мм:

DК = DФ + (2 ч 5); (4.162)

DК1 = 112 + 4 = 116 мм;

DК2 = 112 + 4 = 116 мм;

Рис. 4.9.3. г

Промежуточная опора (см. рис. 4.9.3 г) сооснорасположенных валов находится внутри корпуса редуктора. В отверстии опоры располагаются подшипники входного и выходного валов, имеющие разные наружные диаметры D1 и D3. Расточку отверстия выполняют со сквозным диаметром D3. Для установки подшипника с меньшим диаметром D1 применяют кольцо (см. рис. 4.9.3 д). Кольцо фиксируется кольцевым выступом на наружной поверхности, входящим в канавку разъемного корпуса.

Рис. 4.9.3. д, е, ж.

Подшипники доводятся до упора в торцовые поверхности кольца. Формы канавок, выполняемых в кольце, показаны на рис. 4.9.3 е, ж, их размеры приведены в табл. 4.4.

Таблица 4.4

Размеры канавок, мм

Di

b2

d1

d2

R

R1

Св. 10 до 50

3

Di - 0.5

Di + 0.5

1.0

0.5

Св. 50 до 100

5

Di - 1.0

Di + 1.0

1.6

0.5

Св. 100

8

2.0

1.0

4.8. Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора выполнять на миллиметровой бумаге формата AI в масштабе 1:1 тонкими линиями (приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 4.5

Таблица 4.5

Размеры к компоновочной схеме редуктора

Обозначения

Наименование

Примечание

ащбщТ

Межосевое расстояние быстроходной и тихоходной ступеней

196 мм

а

Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора

8 мм

а1

Расстояние между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора

а1=а+т=11,5 мм

вi

Ширина венца шестерни

b1=82 мм

b3=78 мм

di

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес

d1=105,2; d2=286,8;

d3=112;

d4=280;

l1, l2, l3

Расстояние между центрами подшип-ников и зубчатых колес промежуточ-ного вала

l1 = 59,5 мм,

l2 = 148 мм,

l3 = 59,5 мм.

Di, dn, Bni;

Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина подшипников

Раздел 4.5

К2, К3

Размеры фланцев редуктора

К2=36 мм; К3=28 мм;

Dф, б4

Размеры крышки подшипника

Раздел 4.7

е

Расстояние между торцами подшипников в промежуточной опоре

е = 8

L4

Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи

L4 = 10 мм

L5

Ширина шкива ременной передачи

45 мм.

L6

Расстояние от крышки подшипника до муфты

L6=10мм

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рис. 4.11.

Рис. 4.11

Усилие действующие в передачах:

Окружные:

Ft1 = ; (4.163)

Ft1 = = 1,57 кН;

Ft2 = ; (4.164)

Ft2 = = 1,46 кН;

Ft3 = ; (4.165)

Ft3 = = 8,77 кН;

Ft4 = ; (4.166)

Ft4 = = 3,51 кН;

Радиальные:

Fr1 = Ft1 . ; (4.167)

Fr1 = 1,57 . = 0,59 кН;

Fr2 = Ft2 . ; (4.168)

Fr2 = 1,46 . = 0,55 кН;

Fr3 = Ft3 . tgб ; (4.169)

Fr3 = 8,77 . 0,36 = 3,19 кН;

Fr4 = Ft4 . tgб ; (4.170)

Fr4 = 3,51 . 0,36 = 1,28 кН;

Осевые:

Fa1 = Ft1 . tgв ; (4.171)

Fa1 = 1,57 . tg15.22 = 0,43 кН;

Fa2 = Ft2 . tgв ; (4.172)

Fa2 = 1.46 . tg15.22 = 0,40 кН;

Fa3 = 0;

Fa4 = 0;

где: б = 20 0, в - угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

У Ma = 0; Ft2 . l1 - Ft3 . (l1 + l2) + R?V . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.173)

R?V = ; (4.174)

R?V = = 6,49 кН;

У M? = 0; Ft3 . l3 - Ft2 . (l2 + l3) + RAV . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.175)

RAV =; (4.176)

RAV = = 1,1 кН;

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:

У MА = 0; Fr2 . l1 - Fa2 . + Fr3 . (l1 + l2) - R?H . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.177)

R?H = ; (4.178)

R?H = = 2,39 кН;

У M ? = 0;

- Fr3 . l3 - Fr2 . (l2 + l3) - Fa2 . + RAH . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.179)

RАH = ; (4.180)

RAH = = 1,35 кН;

Суммарные реакции:

RA = ; (4.181)

RA = = 1,75 кН;

R? = ; (4.182)

R? = = 6,91 кН;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ;

участок вала АВ:

МИ = RAV . X; (4.183)

x = 0; MAV = RAV . 0 = 0 Н . мм;

x = l1; MBV = RAV . l1; (4.184)

MBV = 1,1 . 59,5 = 65,65 Н . мм;

участок вала ВС:

МИ =RAVX - Ft2 . (x - l1); (4.185)

x = l1; MBV = RAV . l1 - Ft2 . (l1 - l1) = RAV . l1; (4.186)

MBV = 1,1 . 59,5 = 65,65 Н . мм;

x = l1 + l2; MCV = RAV . (l1 + l2) - Ft2 . l2; (4.187)

MCV = 1,1 . (59,5 + 148) - 1,46 . 148 = 12,57 Н . мм;

участок вала CD:

MИ = RAV . X - Ft2 . (x - l1) + Ft3 . (x - l1 - l2); (4.188)

x = l1 + l2; MCV = RAV . (l1 + l2) - Ft2 . l2; (4.189)

MCV = 1,1 . (59,5 + 148) -1,46. 148 = 12,57 Н . мм;

x = l1 + l2 + l3;

M?V = RAV . (l1 + l2 + l3) - Ft2 . (l2 + l3) + Ft3 . l3; (4.190)

M?V = 1,1. (59,5 + 148 + 59,5) - 1,46 . (148 + 59,5) + 8,77 .59,5 = 512,9 Н.мм;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ:

МИ =RAH . X; x = 0; MAH = RAH . 0 = 0 Н . мм;

x = l1; M'BH = RAH . l1; (4.191)

MBH = 1,35 . 59,5 = 80,53 Н . мм;

участок вала ВС:

МИ =RAHX - Fr2(x - l1) - Fa2 . ; (4.192)

x = l1; MBH = RAH . l1 - 0 - Fa2 . ; (4.193)

MBH = 1,35 . 59,5 - 0 - 0,4 . = 23,48 Н . мм;

x = l1 + l2; MCH = RAH . (l1 + l2) - Fr2 . l2 - Fa2 . ; (4.194)

MCH = 1,35 . (59,5 + 148) - 0,55 . 148 - 0,4 . = 142,16 Н . мм

участок вала CD:

MИ = RAH . X - Fr2 . (x - l1) - Fa2 . - Fr3 . (x - l1 - l2); (4.195)

x = l1 + l2; MCH = RAH . (l1 + l2) - Fr2 . l2 - Fa2 . ; (4.196)

MCH = 1,35 . (59,5 + 148) - 0,55 . 148 - 0,4 . = 142,16 Н . мм;

x = l1 + l2 + l3;

M?H = RAH . (l1 + l2 + l3) - Fr2 . (l2 + l3) - Fa2 . - Fr3 . l3; (4.197)

M?H = 1,35 . (59,5 + 148 + 59,5) - 0,55 . (148 + 59,5) - 0,4 .

- 3,19 . 59,5 = 0 Н . мм;

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рис. 4.12)

Рис. 4.12

Суммарные изгибающие моменты:

MB = ; (4.198)

MB = = 103,9 Н . мм;

MC = ; (4.199)

MC = = 142,78 Н . мм;

Эквивалентный момент по третьей теории прочности:

MC > MB: следовательно - MЭКВ = ; (4.200)

MЭКВ = = 253,63 Н . мм;

Диаметр вала в опасном сечении:

d = ; (4.201)

d = = 3,48 мм;

Допускаемое напряжение [уИ] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [уИ] = (50 - 60) МПа.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром dK под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.4.2.). Должно выполняться условие: dK ? d. При невыполнении этого условия следует принять dK = d и вновь определить размеры вала (п. 4.4.2.).

условие:

dK ? d,

где: dK = 35 мм,

35 > 3,48.

Условие выполняется.

4.10 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 Cor; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Cr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Cтр ? Сr) или долговечностей (L10h ? [L10h]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:

Частота вращения n2 = 239,5 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L10h] = 20000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала dп = 35 мм;

Действующие силы:

радиальные:

Fr1 = RA = 0,59 кH; и Fr2 = RД = 0,55кН;

осевая:

Fa = 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:

Сor = 24,7 кН; Cr = 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 · Fr1 ; (4.204)

S1 = 0,68 · 590 = 401,2 Н;

S2 = e · Fr2 ; (4.205)

S2 = 0,68· 550 = 374 Н;

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

т.к. S1 > S2, Fa >0, то

Fa1 = S1 = 401,2 H; Fa2 = S1 + Fa = 401,2 + 430 = 831,2 Н;

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P2 = (V · X · Fr2 + Y · Fa2) · Kд · KT; (4.206)

где: Kд = 1,3 - коэффициент безопасности;

KT = 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·Fr1 + Y·Fa1) ·Kд ·KT; (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:

L10h = ; (4.208)

L10h =;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L10h] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рис. 4.14

Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):

Рис. 4.15

lP = lст - b - (5-10); (4.209)

где: lст - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

в - ширина шпонки, мм;

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

b = 8 мм; h = 7 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 4,0 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;

Шестерня: сечение шпонки:

b = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 5,0 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 5 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;

Колесо: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 5 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

в = 18 мм; h = 11 мм;

Глубина паза: вала: t1 = 7,0 мм; ступицы: t2 = 4,4 мм;

Муфта: сечение шпонки:

в = 14 мм; h = 9 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 5,5 мм; ступицы: t2 = 3,8 мм;

lPшкив. = 56 - 8 - 8 = 40 мм;

lшкив. = 40 мм;

lPшест. Б = 82 - 12 - 10 = 60 мм;

lшест. Б = 60 мм;

lPколеса. Б = 78 - 12 - 6 = 60 мм;

lколеса. Б = 60 мм;

lPшест. Т = 82 - 12 - 10 = 60 мм;

lшест. Т = 60 мм;

lPколеса. Т = 78 - 18 - 10 = 50 мм;

lколеса. Т = 50 мм;

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

усм = ; (4.210)

где: Тi - вращающий момент на валу, Н ? мм;

Z - число шпонок;

lP - рабочая длина шпонки, мм;

di - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

усм, [усм] - рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;

усм1 = (4.211)

усм1 = МПа;

усм1 < [усм]

усм2 = (4.212)

усм2 = МПа;

усм2 < [усм]

усм3 = (4.213)

усм3 = МПа;

усм3 < [усм]

усм4 = (4.214)

усм4 = МПа;

усм4 < [усм]

усм5 = (4.215)

усм5 = МПа;

усм5 < [усм]

4.12. Выбор и расчет муфт

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

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

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Тр = Кр · ТПВ; (4.216)

где: Кр = 1,5 - коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

ТПВ - момент на приводном валу машины, Н·м;

Тр = 1,5 · 490,99 = 736,5 Н·м;

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

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

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

уН = ; (4.217)

где: Тр - расчетный вращающий момент, Н ·мм;

lП - длина пальца, мм;

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

z - число пальцев;

dП - диаметр пальца, мм;

Н] = 90 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

уН = МПа;

47,36<90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

уСМ = ; (4.218)

уСМ = ;

4.13. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора чЗ.П.:

чЗ.П = ; (4.219)

где: НHV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

уН - рабочее контактное напряжение, МПа;

V - окружная скорость в зацеплении, м/с;

НHV1 = 322 МПа; уН1 = 344,36 МПа; V = 1,404 м/с;

чЗ.П = ;

НHV2 = 322 МПа; уН2 = 209,2 МПа; V = 3,56 м/с;

чЗ.П = ;

нТ = 130 ? 106 м2/с;

нБ = 55 ? 106 м2/с;

нср =; (4.220)

нср = м2/с;

Вязкость масла , соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

Рис. 4.17

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил., табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

Индустриальное (ГОСТ 20799 - 88):

И - 100А.

4.14. Рекомендуемые посадки деталей

4.14.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой - Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой - Н7/r6, Н7/s6.

4.14.2 Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6, Н7/n6.

4.14.3 Посадки подшипников качения на вал:

посадка в корпус - Н7/l0;

посадка на вал - l0/к6.

4.14.4 Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная -H7/h8.

4.14.5 Посадка разделительных колеи на вал - D9/к6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Uр = 1,5, UБ = 2,44, UТ = 2,7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n1=646,7, n2=239,5, n3=98,2, nпв=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, Тпв=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.


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.

    курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013

  • Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колёс. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников. Размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников. Расчёт шпонок на смятие.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 09.06.2015

  • Проектировочный и энерго-кинематический расчёт быстроходной и тихоходной цилиндрической передачи, выбор материалов. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба и на статическую прочность. Расчёт элементов корпуса, валов, шпоночных соединений, подшипников.

    курсовая работа [4,9 M], добавлен 07.12.2014

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Предварительный расчёт валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Уточнённый расчёт валов. Выбор сорта масла для редуктора.

    курсовая работа [249,4 K], добавлен 24.07.2011

  • Определение геометрических и конструктивных размеров деталей, проверка их на прочность, выполнение эскизной компоновочной схемы, сборочного чертежа редуктора. Кинематический расчёт, выбор электродвигателя, конструирование деталей и подшипников качения.

    курсовая работа [2,3 M], добавлен 14.04.2009

  • Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015

  • Определение геометрических и конструктивных размеров деталей, проверка их на прочность, эскизная компоновочная схема, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей. Выбор подшипников качения. Выбор марки масла для зубчатых передач и подшипников.

    дипломная работа [1,1 M], добавлен 27.10.2015

  • Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование тихоходного вала редуктора. Выбор муфты и расчёт долговечности подшипников. Смазывание зубчатого зацепления, сборка редуктора.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.09.2013

  • Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.

    курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Выбор и проверка долговечности подшипников качения. Проверочный расчёт валов на прочность. Проверка прочности шпоночного соединения. Посадки зубчатых колёс и подшипников. Конструирование корпусных деталей.

    курсовая работа [374,4 K], добавлен 21.02.2010

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.