Схемы приводов для курсового детали машин
Добро пожаловать!
Теперь вы можете поделиться своей работой!
Просто нажмите на значок
ФИМ / ТНГМ / Курсовой проект по деталям машин Привод механизма передвижения мостового крана
Содержание.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода………….6
2. Расчет открытой передачи (поликлиновый ремень)….………….… ..9
3. Расчет зубчатых колес редуктора…..…………………………………..11
3.2. Проверочный расчет по контактным напряжениям……………. 14
3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб……………………………….14
4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников..…17
4.3. Предварительный выбор подшипников качения………. ……….19
5. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………….……21
6. Проверочный расчет подшипников…………………………………….27
7. Конструирование зубчатых колес………………………………………30
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.…………………….…..31
9. Уточненный расчет валов… …………………………………………. 32
10. Проверка прочности шпоночных соединений………….……………36
Список использованной литературы……………………………… …..41
Курсовая работа по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условия работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные знания с условием технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требованиях; и кинематические расчеты и определение сил, действующих на детали и узлы, и расчеты конструкций на прочность, и выбор материалов, и процесс сборки и разборки конструкции и многое другое.
Таким образом, достигаются основные цели этого проекта:
— Овладеть техникой разработки конструкторских документов на стадиях проектирования;
— Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты;
— Научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;
— Уметь обоснованно защищать курсовую работу.
В результате приобретенных навыков и опыта проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам.
Поэтому необходимо применять материалы наиболее подходящие с учетом их стоимости и дефицитности, а также рассчитывать детали без лишних запасов. Работоспособность и надежность деталей машин характеризуется определенными критериями. Важнейшие критерии: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Привод механизма передвижения мостового крана
Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:
2- упругая втулочно-пальцевая муфта;
3- цилиндрический редуктор;
4- цилиндрическая зубчатая передача;
I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Окружная сила на барабане F, кН
Окружная скорость барабанаV, м/с
Диаметр барабана D, мм
Допускаемое отклонение скорости барабана δ, %
Срок службы привода Lr , лет
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
По справочным данным [1, с. 41…42] КПД отдельных ступеней привода примем:
КПД пары цилиндрических колес η1= 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения , η2= 0,99; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников скольжения , η3= 0,99; КПД открытой передачи η4= 0,97; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η5= 0,98.
Общий КПД привода:
Мощность на валу барабана
Требуемая мощность электродвигателя
Угловая скорость барабана
Частота вращения барабана
По требуемой мощности Ртр = 2,67 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и передачи поликлиновым ремнем [1, § 1.3, гл. I,] выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4A112МА6, с параметрами Рдв= 3 кВт и скольжением 4,7 % (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения
Проверим общее передаточное отношение:
что можно признать приемлемым, так как оно находится между 6 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют). Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 66 (см. с 36[1]), up=6,3 для цилиндрической зубчатой передачи:
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
Вращающие моменты на валах привода:
2. Расчет открытой передачи поликлиновыми ремнями
Выбираем необходимое сечение ремня. Выбор производим по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, равной номинальной мощности двигателя.
Выбираем сечение ремня К.
Находим диаметр меньшего шкива.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда
Находим окружную скорость ремня.
Находим диаметр большего шкива.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда
Уточняем передаточное отношение.
Находим межосевое расстояние.
Находим расчетную длину ремня.
Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда. L=1120мм.
Уточняем межосевое расстояние.
Находим угол обхвата на малом шкиве.
Находим необходимое число клиньев ремня. По номограмме для определения числа клиньев ремня сечением К, получаем z=15,6.
Принимаем окончательно четное число клиньев z=16.
Находим усилие, действующее на вал.
3. Расчет зубчатых колес редуктора
1) Выбор твердости, термообработки и материала колес.
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB200.
3.1 Проектный расчет
Допускаемые контактные напряжения
где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем;
коэффициент безопасности [SH]=1,10.
Тогда расчётно-допускаемое контактное напряжение
Требуемое условие выполнено.
Примем коэффициент ширины венца
Коэффициент KHβ принимаем предварительно [1, табл. 3.1], как в случае симметричного расположения колес, значение KHβ=1,1.
Мощность на валу барабана
вращающий момент на этом валу
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле :
Принимаем ближайшее значение межосевого расстояния из стандартного ряда:
где для косозубых колес Кa = 43, а передаточное число редуктора u = uр=6,3.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Примем предварительно угол наклона зубьев β=10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1 = 21; тогда z2 = z1 *u= 21*6,3 =132,3
Принимаем z2 = 132.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина шестерни: =80+5=85мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень
Значения КHβ даны [1, табл. 3.5]; при =1,55 твердости НВ≤350 и симметричном расположении колес относительно опор КHβ =1,085
При v = 2,07 м/с и 8-й степени точности КНа = 1,06 [1, табл. 3.4], для косозубых колес при v ≤ 5 м/с имеем КHv= 1,0 [1, табл.3.6].
Таким образом, КH = 1,085 *1,06 * 1,0 = 1,15.
3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений по формуле:
≤ [] – условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении:
Осевая Fa ==2908,5*tg17 =889,2 H.
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv=1,23*1,1 = 1,35;
при =1,55, твердости НВ [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
9.1 Ведущий вал
Материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм () среднее значение σв= 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Сечение А—А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через поликлиноременную передачу рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
При d=32мм; b=10мм; t=4мм
ГОСТ 16162 — 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при
Приняв у ведомого вала длину посадочной части под шкив равной длине шкива l= 45 мм, получим изгибающий момент в сечении А — А от консольной нагрузки: .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности
9.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45 улучшенная; σв = 570 МПа
σ-1= 0,43*570 =246 МПа,
τ-1 =0,58* σ-1= 142 МПа.
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 50 мм.
Концентрации напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]: ; масштабные факторы εσ=0,82; ετ = 0,7 [1, табл. 8.8]; коэффициенты ψσ= 0,15, ψτ= 0,1.
Крутящий момент Н∙мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной плосктости:
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
получился близким к коэффициенту запаса =3,87. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
, так как принимаем шпонку со скругленными концами, допускаемое напряжение смятие при стальной ступице .
10.1 Шпонка на быстроходном валу под элемент открытой передачи – шкив.
10.2 Шпонка на тихоходном валу под зубчатым колесом.
10.3 Шпонка на тихоходном валу под полумуфту.
11. Выбор муфты
Для предохранения приводных устройств от повреждений при возникновении случайных перегрузок, превышающих расчетную нагрузку применяю упругую втулочно-пальцевую муфту.
Определим номинальный вращающий момент Т:
— коэффициент режима нагрузки [2, табл.10.26], для данного редуктора ;
— вращающий момент на валу колеса, .
Выбираем по табл. К21 [2] муфту (ГОСТ 21425-93) с для диаметра вала – 50 мм.
Материал полумуфты – сталь 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев – сталь 45 (ГОСТ 1050-88); материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее .
Радиальная сила, вызванная радиальным смещение, определяется по соотношению
где — радиально смещение, =0,4 мм;
-радиальная жесткость муфты, зависит от диаемтра посадочного места полумуфты при диаметре 50 мм =6880 Н/мм.
Муфты имеют широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.
12. Выбор сорта масла.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса примерно на 10мм.
Объём масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм на 1 кВт передаваемой мощности.
V = 0,25*2,67= 0,67 дм
По табл. 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σΗ = 359 МПа и средней скорости v = 0.86 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 34·10 -6 м 2 /с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1,табл.9.14], периодически пополняем его шприцом через пресс-масленки.
13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов; на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле,
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
При выполнении курсовой работы по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данной работы является проектирование привода галтовочного барабана, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачи, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
В курсовой работе был рассчитан и сконструирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колесами.
Расчет проведен в объеме и последовательности согласно заданию.
Графическая часть проекта выполнена с помощью программы КОМПАС-3D V12.
Список использованной литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. ‘Курсовое проектирование деталей машин’: Учебное пособие для учащихся. М.: Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Шейнблит А.Е. ‘Курсовое проектирование деталей машин’: Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. — Калининград: ‘Янтарный сказ’, 2004 г., 454 c.: ил., черт. — Б.ц.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. ‘Конструирование узлов и деталей машин’, М.: Издательский центр ‘Академия’, 2003 г., 496 c.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. ‘Детали машин’, М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. ‘Детали машин: Атлас конструкций.’ М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., ‘Детали машин’. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. ‘Расчеты деталей машин’, 3-е изд. — Минск: Высшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., ‘Детали машин’ 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. ‘Мотор-редукторы и редукторы’: Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. ‘Подшипники качения’. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. ‘Подшипники качения’: Справочник-каталог. / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
