Редуктор весового ленточного дозатора

Выбор электродвигателя, расчет цепной и ременной передачи, червячного редуктора, подбор подшипников и шпоночных соединений. Искусственный обдув ребристых корпусов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор системы смазки и смазочных материалов.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 09.04.2012
Размер файла 452,9 K

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.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Вятский государственный университет»

Кафедра основ конструирования машин

Привод весового ленточного дозатора

Пояснительная записка

Курсовой проект по дисциплине “Механика”

ТПЖА. 303141.014 ПЗ

  • Разработал студент гр. БТ-21 _________________/ Телицина Т.А./
  • Руководитель _____________________ / Поляков С.М./
  • Киров 2010
  • Вятский государственный университет
  • Кафедра основ проектирования машин
  • Задание на курсовой проект
  • по дисциплине «Механика»
  • Задание №18
  • Вариант 4
  • Спроектировать привод весового ленточного дозатора
  • Исходные данные:
  • Мощность на выходе Pвых =2кВт
  • Частота вращения ? вых =1,5? с-1
  • Расчётный срок службы 5 лет
  • Задание выдал Поляков С.М. _______
  • Задание получил студент группы БТ-21 Телицина Т.А. _______
  • Реферат
  • Телицина Т.А. , Привод весового ленточного дозатора; ТПЖА 303141.014 ПЗ: Курсовой проект / ВятГУ, кафедра ОКМ; руководитель Поляков С.М.- Киров 2010. - Гр. ч. 2 л. - формата А1; ПЗ. 46 л.; 3 л. спецификации; 5 источников.
  • МАШИНОСТРОЕНИЕ, ПРИВОД ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
  • Цель работы: спроектировать привод весового ленточного дозатора. В проекте выполнены сборочные чертежи редуктора, а также рабочие чертежи отдельных деталей.
  • Расчётная часть содержит выбор электродвигателя, кинематический расчёт, расчёт цепной передачи, расчёт ремённой передачи, расчёт червячного редуктора, расчёт валов и подбор подшипников, расчёт шпоночных соединений.

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода

2. Расчёт ремённой передачи

3. Расчёт цепной передачи

4. Расчет червячной передачи

5. Расчет валов

5.1 Предварительный расчет валов

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

5.3 Расчет валов на усталостную прочность

6. Подбор подшипников

6.1 Расчет подшипников на статическую долговечность

6.2 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Выбор системы смазки и смазочных материалов

9. Предварительный подбор шпонок

Заключение

Введение

«Механика» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.

Разработанный редуктор имеет нижнее расположение червяка.

Искусственный обдув ребристых корпусов обеспечивает более благоприятный тепловой режим работы редуктора.

В связи со сравнительно невысоким КПД червячных редукторов применения их для передачи больших мощностей нецелесообразно; кроме того, габариты их в этом случае получаются весьма большими. Практически червячные передачи применяются при мощности, как правило, до 50 кВт. В приводных установках, работающих непрерывно, применение червячных редукторов нерационально.

В курсовом проекте необходимо спроектировать привод весового ленточного дозатора. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Исходные данные: требуемая мощность на выходном валу Nвых=2 кВт, требуемая скорость вращения выходного вала ?вых=1,5 рад/сек, расчётный срок службы 5 лет.

Рассчитывается КПД привода - ориентировочный КПД передачи по формуле (1).

?общ= (1.1)

подставляя данные в формулу (1.1) получается:

?общ=

где ?общ - КПД привода;

?рем - КПД ременной передачи;

?цеп - КПД подшипников;

?цеп - КПД цепной передачи;

?черв - КПД червячной передачи.

Выбор электродвигателя:

Требуемая мощность на выходе: Pвых= N вых=2 кВт

Требуемая мощность электродвигателя Рэл.д. :

Рэл.д = (1.2)

подставляя данные в формулу (1.2) получается:

Рэл.д=Вт

Предварительно принимаем передаточное число редуктора uред = 16, ременной передачи uРЕМ = 2

Частота вращения вала электродвигателя по формуле (1.3):

nэ=n0=nв•Uрем•Uред•Uцеп (1.3)

подставляя данные в формулу (1.3) получается:

nэ= 45•2•16•2=2880 об/мин

По каталогу выбирается электродвигатель АИР90L2/2850, для которого:

Рэл.д=3 кВт, nэл.д=2850 об/мин.

Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням.

Передаточное число привода

(1.4)

подставляя данные в формулу (1.4) получается:

(1.5)

подставляя данные в формулу (1.5) получается:

Определение кинематических и силовых характеристик на валах привода.

Частоты вращения валов привода. Ведущий вал:

n= (1.6)

подставляя данные в формулу (1.6) получается:

n=об/мин

Промежуточный вал:

n2= (1.7)

подставляя данные в формулу (1.7) получается:

n2=об/мин

Ведомый вал:

n3= (1.8)

подставляя данные в формулу (1.8) получается:

n3=об/мин

Угловые скорости валов

Вал электродвигателя:

(1.9)

подставляя данные в формулу (1.9) получается:

с-1

Ведущий вал:

(1.10)

подставляя данные в формулу (1.10) получается:

с-1

Промежуточный вал:

(1.11)

подставляя данные в формулу (1.11) получается:

с-1

Ведомый вал:

(1.12)

подставляя данные в формулу (1.12) получается:

с-1

Вращающие моменты на валах. На валу электродвигателя:

Т0= (1.12)

подставляя данные в формулу (1.12) получается:

Т0= Н*м

На ведущем валу: Т1=T0•Uрем•?рем•?подш (1.13)

подставляя данные в формулу (1.13) получается:

Т1=10•2•0,98•0,99=19Н*м

На промежуточном валу:

Т2= T1•Uб•?черв•?подш (1.14)

подставляя данные в формулу (1.14) получается:

Т2=241•2•0,94•0,99Н*м

На ведомом валу:

Т3= T2•Um•?цеп•?подш (1.15)

подставляя данные в формулу (1.15) получается:

Т3=241•2•0,94•0,99= 449Н*м

Мощность на валах:

Вал электродвигателя:

(1.16)

подставляя данные в формулу (1.16) получается:

кВт

Ведущий вал:

(1.17)

подставляя данные в формулу (1.17) получается:

кВт

Промежуточный вал:

(1.18)

подставляя данные в формулу (1.18) получается:

кВт

Ведомый вал:

(1.19)

подставляя данные в формулу (1.19) получается:

Вт

Вычисленные данные приведены в таблице 1

Таблица 1 - Вращающие моменты на валах

Валы

Частота вращения, мин-1

Угловая скорость, с-1

Мощность, кВт

Вращающий момент, Н·м

Передаточное число передач

Эл.дв.

2850

298

2,8

10

I

1425

149

2

19

2

II

89

9

2,2

180

16

III

44,5

5

3

449

2

2. Расчёт ремённой передачи

Исходные данные:

n1=1425 мин-1 - частота вращения ведущего (малого) шкива

T1 = 19 н•м - крутящий момент на ведущем шкиве

P1 = 2000 Вт - передаваемая мощность

U = 2 - передаточное число

Kf - коэффициент динамичности; режим работы (сменность) и режим нагружения; тип машины.

2.1 Выбираем клиновой ремень сечения А со следующими параметрами

Тип

ремня

Сече-

ние

Вр,

мм

В0,

мм

h,

мм

Y0,

мм

А,

мм

Предель-ные

длины, мм

d1min,

мм

Т1,

Q,

Нормаль-ный клиновой ремень

В

19

22

13,5

4,8

230

1800…

10600

200

110…

550

0,30

Таблица 2 - Параметры клинового ременя

Диаметр ведущего шкива, мм

d1=200 мм

Диаметр ведомого шкива d2 , мм

d2 = d1 ·U · (1-) (2.1)

где = 0,02 - коэффициент скольжения клиновых кордшнуровых ремней.

подставляя данные в формулу (2.1) получается:

d2=200·2· (1-0,02)=392 мм

Принимается d2=392 мм из стандартного ряда

Уточняем значение передаточного отношения

(3.2)

подставляя данные в формулу (3.2) получается:

Межосевое расстояние аw

Принимаем с= 1,2 , тогда

аw =d2 ·С (3.3)

подставляя данные в формулу (3.3) получается:

aw =400•1,2= 480мм

Длина ремня L

(2.4)

подставляя данные в формулу (2.4) получается:

Принимается L=2000мм

С учётом стандартной длины уточняем межосевое расстояние

(2.5)

подставляя данные в формулу (2.5) получается:

Принимаем аw= 437,5 мм

Линейная скорость ремней

= (2.6)

подставляя данные в формулу (2.6) получается:

[V]=25 м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней.

Число пробегов ремня

(2.7)

Соблюдение соотношения V? [V] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.

[U]=20-допускаемое число пробегов для клиновых ремней

подставляя данные в формулу (2.7) получается:

Угол обхвата ремнями ведущего шкива по формуле (2.8)

= 180 о-57.3 о· (d2 - d1 )/a (2.8)

подставляя данные в формулу (2.8) получается:

=180 о- 57.3 о· (400-200)/437,5=154 о

Т.к. допустимый угол обхвата [] =120 о, то условие [] выполняется.

2.2 Определение требуемого числа клиновых ремней

Предварительно определяется допускаемая мощность [P], которую может передать в данных условиях эксплуатации один клиновой ремень по формуле (2.9)

(2.9)

где Р0 - мощность, допускаемая на один ремень в типовых условиях: при ;u=1, длине типового ремня -L0 и спокойной односменной работе, кВт Р0=1,85 кВт

коэффициент угла обхвата,=0,92

коэффициент длины ремня,

(2.10)

подставляя данные в формулу (2.10) получается:

коэффициент передаточного отношения,

коэффициент режима нагрузки,

подставляя данные в формулу (3.8) получается:

кВт

Определяем число зубьев по формуле (3.11)

(2.11)

где

подставляя данные в формулу (2.11) получается:

Принимаем 2 ремня.

2.3 Сила натяжения F0 одного клинового ремня

Определяется сила натяжения ремня F0 (Н) для одного клинового ремня по формуле (3.13):

F0= (2.12)

Где:

?=0,10 Н·с2/м2

подставляя данные в формулу (3.11) получается:

F0= H

где:

Р1= 2 кВт - номинальная мощность электродвигателя в номинальном режиме работы.

Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи:

Fr=2•F0·Z·sin(?1/2) (2.13)

подставляя данные в формулу (3.13) получается:

Fr=2•144•2•sin(154/2)=560 H

3. Расчёт цепной передачи

Исходные данные:

Р=2200 Вт - передаваемая мощность;

n2=89 мин-1 - частота вращения ведущей звездочки;

Т2=241 Н•м - Крутящий момент на ведущей звездочке;

Uцеп=2- передаточное число цепной передачи;

?<60° - Угол наклона линии центров звездочек к горизонту.

3.1 Определение числа зубьев малой z1 и большой z2 звездочек

Выбираем z1 - нечётное, z1 = 29

Число зубьев ведомой звездочки

z2 =Uцеп•z1 (3.1)

подставляя данные в формулу (3.1) получаем:

z2 =2•29=58

3.2 Определение предварительного шага цепи

(3.2)

подставляя данные в формулу (3.2) получаем:

t= 27 мм

3. 3Для выбранного шага принимаем допускаемое давление в шарнирах цепи =80 МПа

3.4 Определение коэффициента эксплуатации

Кэ=Кд•Ка•Кн•Крег•Кс•Креж (3.3)

где

Кд - коэффициент динамичности;

Кд=1 - нагрузка спокойная

Ка - коэффициент межосевого расстояния а;

Ка=1, при а=40•t;

Кн - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту;

Кн=1 при ??45°, передача расположена под углом 40? к горизонту

Крег - коэффициент, учитывающий регулировку натяжения цепи;

Крег=1

Кс - коэффициент, учитывающий характер смазывания;

Кс=1,5 при периодическом смазывании;

Креж - коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

Креж=1 при односменной работе

подставляя данные в формулу (3.3) получаем:

Кэ=1•1•1•1,1•1,5•1=1,5

3.5 Определение расчетного шага цепи

, (3.4)

где

Т2 - крутящий момент на ведущей звездочке;

Кэ - коэффициент эксплуатации;

z1 - число зубьев ведущей звездочки;

- допускаемое давление в шарнирах цепи;

mp - коэффициент рядности цепи, принимаем mp = 1

подставляя данные в формулу (3.4) получаем:

мм

Округляем до ближайшего большего значения из ряда: t= 19,05

Окончательно принимаем однорядную цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТу 13568-97 со следующими параметрами:

t=19,05

3.6 Определение окружного усилия цепи

Окружное усилие цепи на звездочке:

(3.5)

где

Р1- мощность на валу малой звездочки, Вт

V - скорость движения цепи, м/с

(3.6)

подставляя данные в формулу (2.6) получаем:

подставляя данные в формулу (2.5) получаем:

3.7 Определение удельного давления в шарнирах цепи

(3.7)

где

Ft - окружное усилие на звездочке;

Кэ - коэффициент эксплуатации;

Aоп - площадь проекции опорной поверхности шарнира;

mp - коэффициент рядности цепи.

подставляя данные в формулу (2.7) получаем:

МПа

условие прочности по удельному давлению:

- выполняется.

3.8 Геометрические параметры цепной передачи

3.8.1 Ориентировочное значение межосевого расстояния для U=2

а =(30…50)•t (3.8)

подставляя данные в формулу (3.8) получаем:

а=40•19,05=571,5мм

3.8.2 Число звеньев цепи

(3.9)

подставляя данные в формулу (3.9) получаем:

Окончательно принимаем zц=104

3.8.3 Длина цепи

L=zц•t (3.10)

подставляя данные в формулу (3.10) получаем:

L=104•19,05=1981 мм

3.8.4 Уточняем межосевое расстояние

(3.11)

подставляя данные в формулу (3.11) получаем:

=569 мм

3.9 Определение усилий в цепной передаче и коэффициента запаса прочности

3.9.1 Натяжение цепи от силы тяжести

Fq=Kf•a•q•g (3.12)

где

a - межосевое расстояние, м;

q - масса одного метра цепи, кг/м;

g - ускорение силы тяжести, м/с2;

Kf - коэффициент провисания

Kf=6, при ??45°

подставляя данные в формулу (3.12) получаем:

Fq=6•0,569•1,90•9,8=63,6 Н

3.9.2 Натяжение ведущей ветви цепи

F1=Ft+Fq +Fц (3.13)

подставляя данные в формулу (3.13) получаем:

F1=2750+63,6+1,2=2,8 кН

3.9.3 Коэффициент запаса прочности

(3.14)

подставляя данные в формулу (3.14) получаем:

условие прочности на разрыв:

- выполняется.

3.9.4 Радиальное усилие, действующее на вал

Fr=Ft•Kм (3.15)

где

Ft - окружное усилие на звездочке;

Км - коэффициент, учитывающий расположение передачи

Км=1,15 для вертикального расположения передачи.

подставляя данные в формулу (3.15) получаем:

Fr=2750•1,15=3163 Н

3.10 Геометрические параметы звездочек. ГОСТ 590-69

3.10.1 Делительные диаметры звездочек

(3.16)

подставляя данные в формулу (3.17) получаем:

для малой звездочки:

мм

для большой звездочки:

мм

3.10.2 Диаметры окружностей выступов

(3.17)

подставляя данные в формулу (3.17) получаем:

для малой звездочки:

мм

для большой звездочки:

мм

3.10.3 Диаметр проточки

(3.18)

h=18мм - ширина внутренней пластины цепи;

подставляя данные в формулу (3.18) получаем:

мм

3.10.4 Ширина зуба звездочки

B=0.9•B1-0.15 (3.19)

B1=16мм - расстояние между внутренними пластинами цепи;

подставляя данные в формулу (3.19) получаем:

B=0.9•16-0.15=14,25 мм

3.10.5 Радиус закругления зуба

R=1.7•d1 (3.20)

подставляя данные в формулу (3.20) получаем:

R=1.7•11,91=20,24 мм

3.10.6 Толщина обода

(3.21)

подставляя данные в формулу (2.21) получаем:

для малой звездочки:

?=1,5•(182,3-181)=1,95мм

для большой звездочки:

?=1,5•(364,2-354)=15,3мм

3.10.7 Толщина диска

С=1,25•? (3.22)

подставляя данные в формулу (2.22) получаем:

для малой звездочки:

С=1,2•1,95=2,34 мм

для большой звездочки:

С=1,2•15,3=18,36мм

4. Расчёт червячной передачи

Исходные данные:

T1 = 19 н•м - крутящий момент на червяке

T2 = 241 н•м - крутящий момент на червячном колесе

n1 = 1425мин-1 - частота вращения червяка

n2 = 89 мин-1 - частота вращения червячного колеса

U = 16 - передаточное число

L = 5 - срок службы

Kc - коэффициент суточного использования, Kc=0,45

график нагрузки в соответствии с рис. 4.1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4.1 - График нагрузки

ресурс работы передачи:

t?=L•365•Kг•24•Кс (4.1)

подставляя данные в формулу (4.1) получаем:

t?=5•365•0,8•24•0,45=15768 час.

4.1 Выбор вида, материала и термообработки червяка

Нагрузочная способность червячной передачи повышается с ростом твердости и уменьшением шероховатости поверхности резьбы червяка. Поэтому, принимаем эвольвентный червяк, закаленный до твердости 45 HRC.

4.2 Выбор материала червячного колеса

Так как редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в кокиль).

Предварительно определяется ориентировочное значение скорости скольжения VS, м/с

(4.2)

подставляя данные в формулу (4.2) получаем:

м/с

Исходя из скорости скольжения, делаем вывод о том, что для венца червячного колеса необходимо принять безоловянную бронзу.

4.3 Определение допускаемых напряжений

Материал зубчатого венца червячного колеса обладает значительно

худшими механическими характеристиками по сравнению с материалом червяка. Поэтому, определение допускаемых напряжений и дальнейший расчет на прочность ведется для венца червячного колеса.

4.4.1 Определение допускаемых контактных напряжений

[?]Н2 = [?]Н0- 25 · VS, (4.3)

где [?]H0 = 300 МПа - для цементованных червяков с твердостью на

поверхности витков 45 HRCэ;

подставляя данные в формулу (3.2) получаем:

[?]Н2 = 300- 25 · 4 = 200 МПа

Для предотвращения разрушения передачи при действии кратковременных перегрузок проверяют условие

[?]Н2 [?]Нmax, (4.4)

где [?]Нmax - предельное допускаемое контактное напряжение

[?]Hmax = 2 · ?Т (4.5)

подставляя данные в формулу (3.5) получаем:

[?]Hmax = 2 · 295=590МПа

проверяем условие (4.4)

200 590 - выполняется.

4.4.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

[?]F2 = [?]F0 · KHL, (4.6)

где KHL - коэффициент долговечности

, (4.7)

где NFE - эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи:

NFE = 60 · n2 · t? · µF , (4.8)

где ?F - коэффициент эквивалентности:

?F=a1•b19+ a2•b29; (4.9)

подставляя данные в формулу (3.9) получаем:

?F=0,25•19+ 0,75•0,49=0,25;

подставляя данные в формулу (3.8) получаем:

NFE = 60 · 60,6 · 3810,6 · 0,25=3,4•106;

подставляя данные в формулу (4.7) получаем:

.

[?]F0 - - допускаемое напряжение, МПа

[?]F0=0,25•?Т+0,08• ?В (4.10)

подставляя данные в формулу (4.10) получаем:

[?]F0=0,25•295+0,08• 450=109,75МПа;

подставляя данные в формулу (3.6) получаем:

[?]F2 = 109,75 · 0,87=95,5МПа.

Для предотвращения зубьев колеса при перегрузках необходимо

проверить условие:

[?]F2[?]Fmax , (4.11)

где [?]Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

изгиба

[?]Fmax=0,8•?Т (4.12)

подставляя данные в формулу (3.12) получаем:

[?]Fmax=0,8•295=326МПа;

проверяем условие (4.11)

95,5236 - выполняется.

4.4 Определение числа заходов червяка и числа зубьев червячного колеса

Число заходов червяка z1 назначают в зависимости от передаточного

числа U червячной передачи: при U=16, z1=2. Принимаем правое направление витков червяка.

Число зубьев колеса z2 определяют по формуле

Z2 = Z1 · U (4.13)

подставляя данные в формулу (3.13) получаем:

Z2 = 2 · 16=32

При Z1 = 2, число зубьев Z2 не должно быть кратно Z1, поэтому окончательно принимаем Z2=33.

4.5 Геометрические параметры передачи

4.5.1 Из условия контактной прочности определяется межосевое расстояние

аw, мм

(4.14)

где К? = 610 - для эвольвентных червяков;

KH? - коэффициент концентрации нагрузки;

T2 - в Н · м;

[?]H2 - в МПа (формула 4.3)

При переменном режиме нагружения КН? находится по формуле

KH? = 0,5(K°H? + 1), (4.15)

где K°H?=1,055 - начальный коэффициент концентрации нагрузки

подставляя данные в формулу (3.15) получаем:

KH? = 0,5(1,055 + 1)=1,03

подставляя данные в формулу (3.14) получаем:

мм

Окончательно принимаем аw=125мм.

4.5.2 Модуль передачи

m = (1,4….1,7)·aw/Z2 (4.16)

подставляя данные в формулу (4.16) получаем:

m = 1,5·125/33=5,7 мм

По ГОСТ 2144-76 стандартные значения m=6,3 мм

4.5.3 Коэффициент диаметра червяка q

q = 0,25 · Z2 (4.17)

подставляя данные в формулу (4.17) получаем:

q = 0,25 · 33=8,25

Минимальное значение коэффициента q равно

qmin = 0,212 · Z2 (4.18)

подставляя данные в формулу (4.18) получаем:

qmin = 0,212 · 33=3,96

В соответствии с ГОСТом 19672-74 окончательно принимаем q=8

Таблица 3 - Определение основных размеров червяка и венца червячного колеса

Наименование показателя

Червяк

Червячное колесо

Делительный диаметр

d1=m•q=6,3•8=50,4 мм

d2=m•z2=33•6,3=208 мм

Диаметр вершин

da1=d1+2•m=50,4+2•6,3=63мм

da2=d2+2•m=208+2•6,3=221 мм

Диаметр впадин зубьев

df1=d1-2.4•m =50,4-2,4•6,3=35,5 мм

df2=d2-2m=208-2•6,3=193 мм

Делительный угол подъёма

при z1=2, q=8, ?=14?

_____________

Длина нарезанной части червяка

при z1=2 b1=(10+ z1)m=(10+2)8=76 мм

_____________

Наибольший диаметр червячного колеса

______________

dam2 da2 + 6 · m/ (Z1 + 2)= 221+6•6,3/(2+2)=230 мм

Ширина венца червячного колеса

_______________

b2 = ?а · aw=

0,355•125=44,4 мм

4.6 КПД червячной передачи

? = (0,95?0,96) tg?/tg(? + ?'), (4.19)

где ? - угол подъёма линии витка; ?' - приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла, ?' = 1?30'

подставляя данные в формулу (4.19) получаем:

? = (0,95?0,96) tg14°/tg(14° + 1°3') ? 0,8

Сравнительно невысокий КПД червячных передач является одним из недостатков.

4.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Расчетное контактное напряжение

, (4.20)

где Z? = 5350 - для эвольвентных червяков;

T2 - в Н · м;

К- коэффициент нагрузки;

электродвигатель редуктор подшипник смазка

К = KV · K?, (4.21)

где K? - коэффициент концентрации нагрузки

K? = 1 + (Z2/?)3 · (1 - Х), (4.22)

где ?=171 - коэффициент деформации червяка;

Х - коэффициент режима работы червячной передачи

X=a1•b1+ a2•b2 (4.23)

подставляя данные в формулу (3.39) получаем:

X=0.25•1+ 0.75•0.4=0.5

подставляя данные в формулу (3.38) получаем:

K? = 1 + (33/57)3 · (1 - 0.5?1,3

Передачи среднескоростные с умеренными требованиями по шуму, габаритам и точности.

окружную скорость колеса V2

V2 = ? · d2 · n2/(6 · 104) (4.24)

подставляя данные в формулу (4.40) получаем:

V2 = 3,14 · 208 · 60,6/(6 · 104)=0,66 м/с

При V2=0,66 м/с и степени точности равной 8 КV=1,4

подставляя данные в формулу (4.37) получаем:

К = 1,4 · 1,3=1,8

подставляя данные в формулу (4.36) получаем:

Подставляя данные в формулу 4., получим:

=220 МПа

?H?[ ?H], [ ?H]=230 МПа

4.8 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Условие прочности на изгиб зуба колеса

Эквивалентное число зубьев:

, (4.25)

Подставляя данные в формулу (4.25)

Расчёт зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по формуле:

где ?F - расчётное напряжение изгиба, T2 K - расчётный момент на валу червячного колеса; Ft2- окружная сила на колесе; К - коэффициент нагрузки; YF=2,22, ?=1 для закрытых передач, ([?-1F ]'=75) - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы

[?-1F ] = [?-1F ]'•КFL =43,49, где КFL при бронзовом венце колеса определяют

КFL =

где N? = 60•n2•t= 60•89•15768=84201120- суммарное число циклов перемен напряжений, n2= 89 (об/мин) - частота вращение червячного колеса,

4.11 Тепловой расчет червячной передачи

При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.

Условие работы без нагрева:

где tM - температура масла, ? С;

tB - температура окружающего воздуха, ? С;

Nвых - подводимая мощность [мощность на валу червяка], Вт;

? - КПД редуктора;

kt - 17 коэффициент теплопередачи, Вт/м2 , ? С;

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2

Для проектируемого редуктора без перегрева при продолжительной работе.

Подставляя данные в формулу (4.14) получим:

?t=

Допускаемый перепад температур [?t]=50…70?С

4.9 Определение усилий в червячном зацеплении

Зададим направление вращения вала червяка, и произведём расчёт сил, действующих в зацеплении. При вращении в обратную сторону, силы поменяют направление на противоположное, не изменив значение.

Таблица 4 - Усилия, возникающие в зацеплении червячной передачи

Наименование нагрузки

Червяк

Червячное колесо

Окружная

Ft1 = Ft2•tg(?+p1)=2,3•103

tg(14?035'+1?25')=754 Н,

где ? - делительный угол подъёма витка червяка, p1 - приведённый угол трения

Ft2 = T2 /d2 =2•103•241/208=2317 Н, где Т2 - крутящий момент на валу редуктора, d2 - делительный диаметр червячного колеса

Радиальная

Fr1 = Fr2 =843,4 H

Fr2 = Ft2 · tg?w, где ?w, где ?w -угол зацепления, который для стандартных передач равен 20?

Fr2 =701.78•tg20?=843,4 H

Осевая

Fa1=Ft2=2317 H

Fa2=Ft1=754 H

5. Расчёт валов

5.1 Предварительный расчёт валов

Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

На тихоходном валу: М3=449 Н·м

На промежуточном валу: М2=241 Н·м

На быстроходном валу: М1=19 Н·м

Входной вал (Вал червяка)

Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [?]=20 МПа определяется по формуле (5.1):

d= (5.1.1)

подставляя данные в формулу (5.1.1) получаем:

d=16 мм

Принимаем d=16мм

Диаметр мест под подшипники

dП= d+2·tцил (5.1.2)

tцил=3 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.2) получаем:

dП=16+2·36=22 мм

Принимаем dП=22 мм

под ведущей шестерней

dБП=dП+3·r (5.1.3)

r=1,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.3) получаем:

dБП=22+3·1,5=26,5 мм

Принимаем dБП=26мм

Выходной вал (Вал червячного колеса)

При [?]=20 МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получаем:

d=40 мм

Принимаем d=40 мм.

Диаметр мест под подшипники

dП= d+2·tцил (5.1.4)

tцил=3,5 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.4) получаем:

dП=40+2·3,5=47 мм

Принимаем dП=48 мм

dБП=dП+3·r (4.1.5)

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.5) получаем:

dБП=48+3·2,5=55,5 мм

Принимаем dБП=56 мм

Диаметр мест под колесо

dК=dБП (5.1.6)

подставляя данные в формулу (5.1.6) получаем:

dК=56 мм

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Входной вал (Вал червяка)

FM=125545 H

=2•103• H•мм

FR=843 H

FT=603 H

Определение реакций опор

Тогда:

Тогда:

Н

H

Тогда:

=1036 Н

Построение эпюры МY

Участок 1 ()

при

при Н·мм

Участок 2 ()

при H•мм

приН•мм

Построение эпюры МY

Участок 1 ()

при

при Н•мм

Участок 2 ()

при Н•м

при Н•мм

Участок 3 ()

при H•мм

при

Н•мм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Н•мм

Участок 2 ()

при Н•мм

при Н•мм

Участок 3 ()

при Н•мм

при

Выходной вал

FM=1251941 H

=2•103• H•мм

Fr=843 H

Ft=2191 H

Тогда:

Тогда:

Н

H

Тогда:

Н

Построение эпюры Мx

Участок 1 ()

при

при Н·мм

Участок 2 ()

при H•мм

приН•мм

Построение эпюры МY

Участок 1 ()

при

при Н•мм

Участок 2 ()

при Н•м

при Н•мм

Участок 3 ()

при H•мм

при

Н•мм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Н•мм

Участок 2 ()

при Н•мм

при Н•мм

Участок 3 ()

при Н•мм

при

5.3 Расчет валов на усталостную прочность

Принимается материал валов - сталь 40Х, механические характеристики которой приведены в таблице (5).

Таблица 5 - Механические свойства стали 40Х

Марка

стали

Твердость

НВ,

не ниже

Механические характеристики

МПа

МПа

Сталь 40Х

200

500

550

После того как построены эпюры изгибающих и крутящих моментов для всех валов и выбран материал валов, производится расчет валов на усталостную прочность. Он сводится к определению расчетного коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений валов и сравнению его с допускаемым значением , принимаемым обычно =1,5

(5.3.1)

где и - коэффициенты запаса на усталость по нормальным и касательным напряжениям:

(5.3.2)

(5.3.3)

где и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений;

и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.

Напряжения в опасных сечениях:

(5.3.4)

(5.3.5)

где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении;

- крутящий момент;

и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

(5.3.6)

(5.3.7)

Значения и находят по зависимостям:

(5.3.8)

(5.3.9)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты, учитывающие размеры вала

и - коэффициенты, учитывающие качество обработки поверхности ;

- коэффициент, учитывающий вид поверхностного упрочнения.

Входной вал (Вал червяка)

Определение коэффициента запаса прочности для входного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Результирующий изгибающий момент:

(5.3.10)

подставляя данные в формулу (5.3.10) получаем:

Н·м

Крутящий момент Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

(5.3.11)

подставляя данные в формулу (4.3.11) получаем:

мм

Полярный момент сопротивления сечения:

(5.3.12)

подставляя данные в формулу (5.3.12) получаем:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получаем:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получаем:

МПа

; ; = 1; =1; .

(5.3.13)

(5.3.14)

(5.3.15)

подставляя данные в формулу (5.3.15) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получаем:

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

подставляя данные в формулу (4.3.8) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.9) получаем:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получаем:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получаем:

МПа.

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

(5.3.16)

(5.3.17)

подставляя данные в формулу (5.3.16) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.17) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получается:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получаем:

.

Выходной вал (Вал червячного колеса)

Определение коэффициента запаса прочности для выходного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Результирующий изгибающий момент

подставляя данные в формулу (5.3.10) получаем:

Н·м.

Крутящий момент Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.11) получаем:

мм3

Полярный момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.12) получаем:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получаем:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получаем:

МПа

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

где =1,6; =1,4; = 1; =1; =1,65.

подставляя данные в формулу (5.3.15) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.8) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.9) получаем:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получаем:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получаем:

МПа

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получаем:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получаем:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получаем:

6. Подбор подшипников качения

Выбираем стандартные подшипники по диаметру соответствующего вала.

Для вала червяка берём подшипники шариковые радиально-упорные средней серии (ГОСТ 831-75) ?=36?

Таблица 6

Обозначение

d

D

B

r

r1

c(kH)

c0(kH)

46306

30

72

19

2,0

1,0

32,6

18,3

Для вала червячного колеса роликоподшипники конические лёгкой серии

?=10-14? (ГОСТ 333-79)

Таблица 7

Обозначение

d

D

T

B

C

r

r1

c

c0

7210

50

90

21,75

21

17

2,0

0,8

56,0

40

d - внутренний диаметр подшипника, мм

D - наружный диаметр подшипника, мм

B - ширина кольца подшипника, мм

T - расстояние между торцами подшипника, мм

c- динамическая грузоподъёмность, кН

с0 - статистическая грузоподъёмность, кН

r, r1 - радиусы скруглений

6.1 Расчет подшипников на статическую долговечность

Эквивалентная радиальная нагрузка для роликовых подшипников

(6.1.1)

где - радиальная нагрузка, Н;

- осевая нагрузка, Н;

X и Y - коэффициенты радиальной и осевой сил;

V - коэффициент вращения;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузку;

- температурный коэффициент.

Входной вал.

Реакции опор:

Н; Н;

(6.1.2)

подставляя данные в формулу (6.1.2) получаем:

Н

Н ; Н

(6.1.3)

подставляя данные в формулу (6.1.3) получаем:

Н

Тогда эквивалентная нагрузка

Pr=XVFrK?KT (6.1.4)

где

V=1 - при вращении внутреннего кольца;

К?=1,9, Кt=1,6 X=1;Y=1

Подставляя данные в формулу (6.1.4) получаем:

Н

Определяется расчетная долговечность

Определяется расчетная долговечность подшипника

(6.1.5)

=1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

=0,7 обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

С=Сr=32600 Н- динамическая грузоподъемность подшипника;

Р=Рr=3400 Н- эквивалентная динамическая нагрузка;

m=3 - показатель степени;

=15768 часов - требуемая долговечность подшипника;

n=1425 об/мин - частота вращения вала.

подставляя данные в формулу (5.1.4) получаем:

часов

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

Выходной вал.

Реакции опор: Н; Н;

подставляя данные в формулу (6.1.2) получаем:

Н

Н; Н

подставляя данные в формулу (6.1.3) получаем:

Н

Эквивалентная нагрузка

где V=1; =1,6 =1,4, X=1, Y=1

Тогда подставляя данные в формулу (6.1.4) получаем:

Н.

Определяется расчетная долговечность

Определяется расчетная долговечность подшипника

=1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

=0,7- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

С=Сr=40000Н- динамическая грузоподъемность подшипника;

Р=Рr=10403 Н- эквивалентная динамическая нагрузка;

m=3- показатель степени;

=15768 часов - требуемая долговечность подшипника;

n=89 об/мин - частота вращения вала.

подставляя данные в формулу (6.1.4) получаем:

часов

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

6.2 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность

(6.2.1)

Для входного вала

подставляя данные в формулу (6.2.1) получаем:

Условие выполняется.

Для выходного вала

подставляя данные в формулу (6.2.1) получаем:

Условие выполняется.

7. Конструктивные размеры корпуса

Редуктор проектируем с корпусом, отлитым из чугуна Сч15.

аw =125 мм

1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

??0,025• аw +1…5 мм (7.1)

Подставляя данные в формулу (7.1) получаем:

? =0,025• 125 +1…5 мм=8мм

2 Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

? 1?0,02• аw (7.2)

Подставляя данные в формулу (7.2) получаем:

? 1=0,02•125+1…5мм=7мм

3Толщина верхнего пояса крышки редуктора:

S=1,5•? (7.3)

Подставляя данные в формулу (7.3) получаем:

S=1,5•8=12 мм

4 Толщина пояса корпуса редуктора:

S1=1,5•?1 (7.4)

Подставляя данные в формулу (7.4) получаем:

S1=1,5•7=10,5 мм

Принимаем S1 =11 мм

5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

t=(2…2.5)•? (7.5)

Подставляя данные в формулу (7.5) получаем:

t=(2…2.5)•8=16…20

принимаем t=18 мм

6 Толщина рёбер корпуса и крышки редуктора:

С=0,85? (7.6)

Подставляя данные в формулу (7.6) получаем:

С=0,85•8=6,8 мм

Принимаем С=7 мм

7 Диаметр фундаментных болтов:

dф =(1,5…2,5) •? (7.7)

Подставляя данные в формулу (7.7) получаем:

dф =(1,5…2,5) •8=12…20

Принимаем dф =16 мм М16 ГОСТ 7798-70

8 Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:

К2 =2,1dф (7.8)

Подставляя данные в формулу (7.8) получаем:

К2 =2,1•16=37,8 мм

Принимаем К2=38мм

9 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой:

dk=(0.5…0.6)• dф (7.9)

Подставляя данные в формулу (7.9) получаем:

dk=(0.5…0.6)• 18=9…10,8

Принимаем dk =10 мм М10 ГОСТ 7798-70

10 Ширина пояса (фланца) соединения корпуса редуктора около подшипников:

К =3dк (7.10)

Подставляя данные в формулу (7.10) получаем:

К =3•10=30 мм

11 Диаметр болтов, соединяющих крышку корпуса редуктора около подшипников:

dk.п.=0,75•dф (7.11)

Подставляя данные в формулу (7.11) получаем:

dk.п.=0,75•16=12 мм

12 Диаметр болтов для крепления крышки подшипников к редуктору:

dn=(0,7…1,4)•? (7.12)

Подставляя данные в формулу (7.12) получаем:

dn=(0,7…1,4)•8=5,6мм…11,2мм

Принимаем dn1 = dn2 =8мм М8 ГОСТ7798-70

13 Диаметр отжимных болтов принимаем ориентировочно из диапазона 8…16мм

14 Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

dk.c.=6…10

Принимаем dk.c =8мм М8 ГОСТ 7798-70

15 Диаметр резьбы пробки для слива масла из корпуса редуктора:

dп.р.=(1,6…2,2)•? (7.13)

Подставляя данные в формулу (7.14) получаем:

dп.р.=(1,6…2,2)•8=12,8…17,6

Принимаем dп.р =14 мм М14 ГОСТ 7798-70

8. Выбор системы смазки и смазочных материалов

8.1 Выбор системы смазки

Смазка уменьшает потери мощности на трение в зацеплении и подшипниках, значительно снижает износ трущихся поверхностей и нагрев деталей, уменьшает шум и предохраняет детали от коррозии.

В зацеплении червячных передач в редукторе применяют картерное смазывание, осуществляемое окунанием червячного колеса в масло, мощности внутрь колеса.

Объем заливаемого масла из расчёта 1л масла на 1 кВт передаваемой мощности редуктора.

Передаваемая мощность Nэ.д.=3кВт

Теоретическое количество заливаемого масла

V=0,5• Nэ.д (8.1)

Подставляя данные в формулу (8.1) получаем:

V=0,5•3=1,5л, V=1,7л

Проверим, войдёт ли данное количество масла в редуктор:

0,21•0,08•0,111=0,00186 м3 Следовательно, окончательно принимаем V=1,7 л.

Окружная скорость червяка на крыльчатке v1=4м/с

Окружная скорость червячного колеса v2=1,21м/с

Выбор сорта масла зависит от контактного напряжения давления в зубьях и от окружной скорости колеса. Определим необходимую вязкость масла. При контактных напряжениях ?Н=220 МПа и скорости скольжения v1=4м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 34•10-6м/с.

Принимаем масло индустриальное И-25А ГОСТ 20799-75

Глубина погружения в масло червяка:

hм min = 2,2m = 2,28 = 17,6 мм

hм max = 0,25d=0,25•60=15 мм

Масло, налитое в корпус. Периодически меняют, для чего в корпусе предусмотрено отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой, под которую поставлена уплотняющая прокладка, так как эта резьба не создаёт надёжного уплотнения.

Для наблюдения за уровнем масла установлен жезловый маслоуказатель. Чтобы избежать просачивания масла через уплотнения и стыки, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушины (в крышке смотрового отверстия).

9. Предварительный подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры и сечения шпонок и пазов, а также длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Проверяем шпонки на срез [?]см=100 Н/мм2

Таблица 8

Диаметр вала (мм)

Размер сечения (мм)

Глубина паза вала, мм

Глубина паза втулки, мм

Длина l,(мм)

Фаска с, (мм)

b

h

t1

t2

от

до

от

до

40

12

8

5

3,3

28

140

0,4

0,6

56

18

11

7

4,4

50

200

14

70

22

8

7

4

3,3

18

90

0,25

0,4

где b - ширина шпонки,

h - высота шпонки,

t1 - глубина паза вала,

t2 - глубина паза втулки,

с - высота фасок шпонки,

lp = l - b - расчётная длина шпонки

1. Выходной конец вала-червяка.

При dв1 = 22мм принимаем шпонку с размерами:

b=8 мм; h=7мм; t1 =4 мм; t2 =3,3мм.

Длина l = 18…90 мм. Предварительно l = 50 мм(при длине выходного конца вала l=66; lp = l - b=50-8=42 мм

Расчётное напряжение смятия

(9.1)

?см - расчётное напряжение

Mкр.I - крутящий момент на валу;

[?см] - допускаемое значение напряжения

Подставляя данные в формулу (9.1) получаем:

Удовлетворяет условию прочности.

Принимаем шпонку 8?7?50 ГОСТ 233660-78

2. Выходной конец вала червячного колеса.

При dв2 =40мм принимаем шпонку с размерами:

b=12мм; h=8мм; t1 =5мм; t2 =3,3 мм

Предварительно l=80 (при длине выходного конца вала l=90)

Проверяем расчётное напряжение на смятие рабочих поверхностей по формуле:

(9.2)

Подставляя данные в формулу (9.2) получаем:

Расчёт шпонки на срез:

(9.3)

Подставляя данные в формулу (9.3) получаем:

Н/мм2

Удовлетворяет условию прочности.

Принимаем шпонку 12?8?80 ГОСТ 233660-78

3. Червячное колесо

При dв1 = 56 мм принимаем шпонку с размерами:

b=16 мм; h=10мм; t1 =6 мм; t2 =4,3мм.

Длина l = 45…180 мм. Предварительно l = 60 мм (при длине выходного конца вала l=70; lp = l - b=60-8=52 мм

Расчётное напряжение смятия

(9.3)

?см - расчётное напряжение

Mкр.I - крутящий момент на валу;

[?см] - допускаемое значение напряжения

Подставляя данные в формулу (9.3) получаем:

Удовлетворяет условию прочности.

Принимаем шпонку 16?10?60 ГОСТ 233660-78

Заключение

Курсовой проект по прикладной механике является первой самостоятельной конструкторской работой студента. При выполнении его закрепляются знания по курсам: «Механика», развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В данном проекте рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колёса, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т.д.

При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчёты, выбор материалов, масел, посадок и т.д.

Таким образом, курсовое проектирование по «Механике» является важным этапом обучения.

Библиографический список

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.-М.: Машиностроение, 2003. - 495 с.

2. Удалов А.В. Расчёт механических передач: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике для студентов химических и электрохимических специальностей/ А.В. Удалов, ВГУ. -Киров, 2000. - 180 с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

4. Детали машин. Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.-М.:Машиностроение, 1979. - т.1 - 728 с., т.2 - 559 с., т.3 - 557 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012

  • Определение силовых характеристик на валах привода. Расчет цепной, ременной и червячной передач, валов, размеров колес, корпуса редуктора, шпоночных соединений. Подбор подшипников качения. Выбор смазки и смазочных материалов. Тепловой расчет редуктора.

    курсовая работа [12,6 M], добавлен 08.03.2015

  • Кинематический анализ схемы привода. Определение вращающих моментов на валах привода. Расчет цилиндрической ступени и цепной передачи. Расчет долговечности подшипников. Выбор смазочных материалов и системы смазки. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

    курсовая работа [689,3 K], добавлен 02.11.2012

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Выбор электродвигателя, расчет зубчатых колёс и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Расчет цепной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [595,9 K], добавлен 26.10.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

    курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010

  • 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. Расчет цепной передачи. Конструктивные размеры червячного зацепления, корпуса редуктора. Выбор подшипников, проверка долговечности. Уточненный расчет валов редуктора. Правила техники безопасности.

    курсовая работа [65,7 K], добавлен 24.03.2013

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные особенности шестерни и колеса и конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор посадок для зубчатых колес цепной передачи электродвигателя.

    курсовая работа [5,0 M], добавлен 02.03.2023

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.