Детали машин

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 30 Июня 2013 в 14:34, курсовая работа

Описание работы

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.
Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин и ПТУ», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин- математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.
Объектом курсового проектирования является механический привод общего назначения- устройство для приведения в действие машин. Состоит из двигателя, силовой передачи и одноступенчатого цилиндрического редуктора. Различают приводы групповой (для нескольких машин или рабочих органов) и индивидуальный (для отдельной машины или для каждого рабочего органа).

Содержание работы

Введение…………………………………………………………………… 3
Реферат……………………………………………………………………. 4
1.Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя……….. 6
2. Расчёт закрытой червячной передачи………………………............... 8
3.Тепловой расчёт и выбор смазки редуктора …………………………..16
4. Расчёт цепной передачи …………………………………………….. 18
5.Конструирование валов………………………………………………. 24
6.Проектный расчёт………………………………………………………29
7.Расчёт призматических шпонок………………………………………. 33
8.Подбор подшипников качения……………………………………….. 33
Заключение………………………………………………………………. 35
Список используемых источников……………………………………..37 Спецификации ……………………………………………………………… 38

Файлы: 1 файл

Документ Microsoft Word (8).docx

— 283.54 Кб (Скачать файл)

 (3.4)

 

Согласно [1, c 68] применяем картерную смазку. Смазку подшипников разбрызгиванием.

3.5 Минимальная ёмкость  масляной ванны:

                                                            (3.5)

 

3.6 Минимальная кинематическая  вязкость:

                                                            (3.6)

 

Согласно [1, c 70] выбираем масло ИТП -200 ТУ 38 101292-72.

 

 

4. Расчёт передачи с приводной роликовой цепью

Исходные данные: В кинематической схеме привода [задание] роликовая цепь, номинальная мощность на ведущей звёздочке  частота вращения ведущей звёздочки  передаточное отношение , расположение цепи – горизонтальное, натяжение цепи – периодическое, передача  работает в одну смену, нагрузка- спокойная.

3.1 Определим число зубьев  ведущей звёздочки :

(4.1)

 

 

3.2 Определяем число зубьев  ведомой звёздочки:

(4.2)

 

 

что меньше 120 [1,c 91].

3.3 Ориентировочно вычисляем  шаг цепи:

(4.3)

 

 

Предварительно согласно [1,c 90] принимаем

3.4 Ориентировочно рассчитываем  скорость цепи:

(4.4)

 

 

Зная скорость цепи, определяем что цепь смазывается периодически маслёнкой[1,c 91], находим допускаемое удельное давление

 [1,c 92].

3.7 Вычисляем коэффициент  эксплуатации:

 (4.5)

где - коэффициент динамической нагрузки, так как нагрузка постоянная принимаем [1,c 92]. - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния то согласно рекомендациям [1,c 92] принимаем . -коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, так как расположение цепи горизонтальное принимаем [1,c 93]. - коэффициент, учитывающий способ натяжения цепи. Так как натяжение цепи периодическое принимаем [1,c 93]. -коэффициент способа смазки цепи, так способ смазки периодический принимаем [1,c 93]. - коэффициент режима работы, так как работа односменная принимаем [1,c 93].

 

3.8 Определяем шаг цепи:

 (4.6)

 

3.9 Уточняем скорость цепи:

 

 

Согласно [1,c 90] принимаем По [1,c 92] уточняем удельное давление , передача снабжается маслёнкой.

3.10  Согласно [1,c 90] подбираем приводную двухрядную цепь: разрушающая нагрузка ; масса 1 м цепи

Условное обозначение  цепи 2ПР=25.4-113.4 ГОСТ13568-75.

3.11  Принимаем межосевое  расстояние:

 

 

 

 

3.12  Определяем число  звеньев цепи:

(4.7)

 

где  ;

 

.

5.8

 

Для свободного провисания холостой ветви цепи уменьшаем межосевое  расстояние на 0.005а, т.е на 7.62 мм, тогда:

 

3.13 Вычисляем расчётную  длину цепи:

                                                      (4.8)

 

3.14 Проверяем цепь по  числу ударов:

                   (4.9)

Условие выполнено.

 

 

3.14 Определим диаметры  звёздочек:

Диаметры делительных  окружностей

(4.10)

 

                                                 (4.11)

 

Диаметры окружностей  выступов

                                        (4.12)

 

(4.13)

 

 

3.15 Нагрузка от центробежных  сил:

                                               (4.14)

 

3.16 Усилие от провисания  цепи:

 (4.15)

где так как расположение цепи горизонтальное принимаем [1,c 95]; ; 

 

3.17 Коэффициент запаса  прочности цепи:

 (4.16)

 

где  - окружное усилие цепи. (4.17)

 

 

3.18 Согласно [1,c 96] определяем допускаемое значение коэффициента запаса прочности

Следовательно, условие  выполнено.

3.19 Нагрузка на валы:

                                             (4.18)

 

 

 

 

 

5. Конструирование  валов

5.1 Диаметр входного вала:

                                                             (5.1)

где  - допускаемое напряжение на кручение . Согласно [2,c 10]  

Ориентируясь на рекомендации [2,c 10], выбираем

 

5.2 При проектировании входного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, для подбора стандартной муфты необходимо чтобы принятое значение диаметра удовлетворяло условию:

                                               (5.2)

 

где диаметр электродвигателя. Согласно [3,c 477] 

Согласно [2,c 77] выбираем упругую-втулочную-пальцевую муфту

5.3 Диаметр вала под  уплотнение:

 (5.3)

 

Согласно [2,c 10]

5.4 Диаметр вала под  подшипник качения:

                                              (5.4)

 

5.5 Диаметр посадочной  поверхности под зубчатое колесо:

 (5.5)

 

5.6 Диаметр свободного  участка вала:

 (5.6)

 

5.7 Расстояние от края ступицы до подшипника ориентировочно назначают:

 (5.7)

 

где  - ширина подшипника. Предварительно можно принять = 20 мм [2,c 11].

5.8 Длина выходного конца  вала:

 (5.8)

5.9 Величина зазора между  деталями:

 (5.9)

где L- расстояние между внешними деталями передачи. Согласно [2,c 11]

 

 

 

 

Диаметр тихоходного вала:

 

где  - допускаемое напряжение на кручение . Согласно [2,c 10]  

Ориентируясь на рекомендации [2,c 10], выбираем

 

5.10 Диаметр вала под  уплотнение:

 

Согласно [2,c 10]

5.11 Диаметр вала под  подшипник качения:

 

 

5.12 Диаметр посадочной  поверхности под зубчатое колесо:

 

5.13 Диаметр свободного  участка вала:

 

5.14 Расстояние от края ступицы до подшипника ориентировочно назначают:

 

где  - ширина подшипника. Предварительно можно принять = 20 мм [2,c 11].

5.15 Длина выходного конца  вала:

 

5.16  Величина зазора  между деталями:

 

где L- расстояние между внешними деталями передачи. Согласно [2,c 11]

 

 

 

Диаметр выходного вала:

 

где  - допускаемое напряжение на кручение . Согласно [2,c 10]  

Ориентируясь на рекомендации [2,c 10], выбираем

 

5.17 Диаметр вала под  уплотнение:

 

Согласно [2,c 10]

5.18 Диаметр вала под  подшипник качения:

 

 

5.19 Диаметр посадочной  поверхности под зубчатое колесо:

 

5.20 Диаметр свободного  участка вала:

 

5.21 Расстояние от края ступицы до подшипника ориентировочно назначают:

 

где  - ширина подшипника. Предварительно можно принять = 20 мм [2,c 11].

5.22 Длина выходного конца  вала:

 

5.23 Величина зазора между  деталями:

 

где L- расстояние между внешними деталями передачи. Согласно [2,c 11]

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Проектный расчёт

6.1 Расстояния между линиями приложения нагрузок:

              (6.1)

            (6.2)

             (6.3)

6.2 Выполним расчет входного вала червячного редуктора на основании следующих известных данных: .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 1 Эпюры изгибающихся моментов

 

На вал действуют силы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, поэтому расчетные схемы будем рассматривать в горизонтальной и в вертикальной плоскости (рисунок 1).

6.3 Определим реакции опор в горизонтальной плоскости. Условие равновесия относительно точки А:

 (6.4)

 отсюда:

 (6.5)

 

Условие равновесия относительно точки В:

                         (6.6)

  отсюда:

 (6.7)

 

Проверка:

 

6.4 Определим реакции опор в вертикальной плоскости .Условие равновесия относительно точки А:

 (6.8)

   отсюда:

 (6.9)

 

Условие равновесия относительно точки В:

                (6.10)

 

отсюда:

 (6.11)

 

 

6.5 Определяем размер изгибающих  моментов в горизонтальной плоскости:

 (6.12)

                                              (6.13)

 

6.6 Определяем размер изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 (6.14)

 (6.15)

 

                                            (6.16)

 

Следовательно: (6.17)

 

 

6.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов показаны на рисунке 1.

Суммарные реакции опор:

                                            (6.18)

 

 (6.19)

 

6.8 Суммарный изгибающий момент под зубчатым колесом:

                                      (6.20)

 

6.9 Эквивалентный момент:

                                           (6.21)

 

6.10 Диаметр рассчитываемого вала:

(6.22)

 

 

 

7.Расчёт призматических  шпонок

Соединения деталей механических передач в большинстве случае осуществляют с помощью призматических шпонок.

Размеры шпонки выбирают в  зависимости от диаметра вала[2,c 28]. Выбираем шпонку длиной 30 мм, сечением 25х14(bxh).

7.1 Выбранную шпонку проверяют  на смятие:

(7.1)

где  - высота шпонки, мм.

- рабочая длина  шпонки, мм. (7.2)

длина шпонки, мм.

- допускаемое  напряжение смятия,

 

Условие  выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8.Подбор подшипников  качения

8.1 Будем считать, что подшипники быстроходного вала червячного редуктора установлены по схеме, когда осевая сила Fa действует на опору А, поэтому (см. рисунок 1).

Вследствие этого, принимаем  установку вала на радиально-упорных  конических роликоподшипниках лёгкой серии с условным обозначением 7207, для которых: d= 25мм, D= 72 мм, Tmax= 18.5 мм,  C= 34,5 кН, e = 0,369[2,c 30].

8.2 Для тихоходного вала  редуктора принимаем установку  на радиально- упорных однорядных шарикоподшипниках лёгкой серии с условным обозначением 214, для которых: d= 70мм, D= 125 мм, B= 24 мм,  C= 47.9 кН, e = 0,309 [2,c 30].

8.3 Для выходного вала  редуктора принимаем установку  на радиально- упорных конических роликоподшипниках лёгкой серии с условным обозначением 7214, для которых: d= 70мм, D= 125 мм, Tmax= 26 мм,  C= 94 кН, e = 0,309 [2,c 30].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

Спроектирован механический привод общего назначения мощностью  и

частотой вращения на выходном валу 6 кВт и 18 об/мин соответственно. На основании выполненных расчетов выбраны стандартные электродвигатель

4А132М4У3 мощностью 5.5 кВт и фактической частотой вращения

1440об/мин, а также упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП) с величиной до-

пускаемого крутящего  момента 250 Нм.

Рассчитан одноступенчатый червячный однозаходный ре-

дуктор с передаточным отношением, равным 30 и делительными диаметра-

ми червяка и колеса соответственно 63 и 189 мм.

Произведен расчет открытой цепной передачи, на основании которого

выбрана приводная двухрядная роликовая цепь 2ПР=25.4-113.4.

Выполнены расчеты быстроходного  и тихоходного валов редуктора, а

также выходного вала проектируемого механического привода, позволяющие

определить их основные геометрические параметры.

Для тихоходного вала привода подобраны радиальные шариковые одно-

рядные подшипники качения  с условным обозначением 7211, расчетная величина долговечности которых составляет 20000 часов.

По величине допускаемого напряжения смятия, равном 110 МПа, про-

верена прочность призматических шпоночных соединений.

Для смазки колеса редуктора выбрано масло ИТП-200, вязко-

стью 212 мм2 /с.

На основании полученных расчетных данных выполнены два листа

графической части, включающие в себя общие виды проектируемого привода

и редуктора, а также рабочие  чертежи деталей.

Все выполненные вычисления произведены в системе СИ с  использо-

ванием современной ЭВМ, чертежи соответствуют требованиям ЕСКД.

Информация о работе Детали машин