На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти готовые бесплатные и платные работы или заказать написание уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов по самым низким ценам. Добавив заявку на написание требуемой для вас работы, вы узнаете реальную стоимость ее выполнения.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Быстрая помощь студентам

 

Работа № 100378


Наименование:


Курсовик Проектирование привода , который имеет номинальный вращающий момент на выходном валу 1200 н- М и частоту его вращения 75 об/мин

Информация:

Тип работы: Курсовик. Добавлен: 09.11.2016. Сдан: 2014. Страниц: 45 (приложений нет). Уникальность по antiplagiat.ru: 47.

Описание (план):


Оглавление
Введение 3
1. Энерго-кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя 4
1.1. Кинематическая схема привода 4
1.2. Определение КПД привода и выбор электродвигателя 4
1.3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням привода 5
Окончательно 1.4. Результаты энерго-кинематического расчёта 6
2. Проектирование валов редуктора 9
2.1. Проектный расчёт валов 9
2.2. Определение диаметральных размеров ступенчатых валов 10
2.3. Предварительный выбор подшипников качения 11
2.4. Определение межосевых расстояний 11
3. Проектирование механических передач 13
3.1. Обоснование выбора параметра передач 13
3.1.1. Зубчатая передача 13
3.2 Методика расчёта клиноременной передачи 14
3.3. Результаты и анализ расчётов передач 14
4. Выбор и проверочный расчёт подшипников качения 23
4.1. Выбор подшипников качения 23
4.2. Расчёт радиальных нагрузок на подшипники качения 25
4.3. Методика расчёта подшипников качения 31
4.4. Результаты расчёта подшипников качения 32
5. Проверочный расчёт выходного вала 35
6. Выбор и проверочный расчёт шпоночных соединений 39
7. Выбор и проверочный расчёт муфты 41
8. Тепловой расчёт редуктора 43
9. Выбор системы смазки и смазочных материалов для зубчатых передач и подшипников качения 44
Список литературы 45
Приложения 46


Введение
Целью курсового проекта является проектирование согласно техническому заданию привода, который имеет номинальный вращающий момент на выходном валу 1200 н- М и частоту его вращения 75 об/мин . Привод рассчитан на нереверсивный режим работы.
Привод состоит из следующих узлов:
- двигатель асинхронный закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 типа 4А132М2;
- редуктор, состоящий из двух косозубых передач;
- ременная передача, установленная между валом двигателя и валом быстроходной передачи;
- зубчатая компенсирующая муфта, установленная на выходном валу;
- сварная рама для монтажа привода, крепящаяся к полу цеха.
Вращающий момент создаётся двигателем, с вала двигателя за счет ременной передачи передаётся на быстроходный вал, с него посредством косозубой передачи передается на промежуточный вал, а затем посредством косозубой передачи с промежуточного выдается на вал тихоходной ступени. Применённая зубчатая муфта имеет не только наилучшие показатели по компенсирующей способности среди других типов муфт, но и достаточно сложную конструкцию и, как следствие, высокую стоимость. Муфты данного типа широко применяются в тяжёлом машиностроении, где передаются достаточно большие вращающие моменты, а точная установка валов затруднена.
Основной узел привода – редуктор, поэтому главная часть работы была направлена на снижение его массы и габаритов. Для этого на начальном этапе работы были сделаны три различных разбивки общего передаточного отношения по ступеням редуктора, выполнены соответствующие энерго-кинематические расчёты, спроектированы передачи, построены компоновочные схемы привода и произведён выбор наиболее оптимального из трёх вариантов конструкции привода, который и был принят в дальнейшую разработку.
При проектировании не предусматривалась возможность работы привода в условиях централизованной системы смазки. Поэтому заливка смазки производится перед началом работы разово и её уровень контролируется маслоуказателем жезловым. Слив смазки производится через специальное отверстие в корпусе редуктора, которое в рабочем состоянии закрыто специальной пробкой.

?
1. Энерго-кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя
1.1. Кинематическая схема привода


Рис. 1.1. Кинематическая схема привода
1.2. Определение КПД привода и выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определим мощность и частоту вращения.
hпр – коэффициент полезного действия привода, определяемый по формуле:
hпр = hр.п.• hз.п.• hз.п.• hп.3 •hм. , где:
hр.п. – коэффициент полезного действия ременной передачи, принимаем hр.п.= 0.95;
hз.п. – коэффициент полезного действия зубчатой передачи, принимаем hз.п.= 0.98;
hп. – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках, принимаем hп.= 0.995;
hм. – коэффициент, учитывающий потери в муфте, принимаем hмуф.= 0.98.
КПД привода равен:

Мощность исполнительного механизма:
кВт
Определим требуемую мощность электродвигателя:
кВт

По расчётной мощности электродвигателя из справочных материалов выбираем следующий электродвигатель исходя из условия :

Табл. 1.1. Параметры выбранного электродвигателя.
Марка
электродвигателя Мощность
Электродвигателя
Асинхронная
частота вращения
Мпуск/Мном Мmax/Мном
4А132М2 11.0 2900 1.7 2.8

1.3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням привода
Общее передаточное число привода определяется по формуле:

Принимаем .


Примем





Предварительное значение

Окончательно принято: отношение


Окончательно 1.4. Результаты энерго-кинематического расчёта

Таблица 1
?i Мощность Pi, Вт Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Момент, Нм Пере-даточное отношение
Исполнительный механизм Pим=9420 nим=75 ?им=7,85 Тим=1200
00,98
Муфта выходного вала 9612 75 7,85 1224,5
00,995
Зубчатое колесо выходного вала 9660 75 7,85 1230,6
00,98 iТ=4,52
Шестерня промежуточного
вала 9857 339,17 35,5 277,66
00,995
Зубчатое колесо промежуточного
вала 9907 339,17 35,5 279,07
00,98 iБ=5,7
Шестерня входного вала 10109 1933,3 202,35 49,96
00,995
Входной вал редуктора 10641 1933,3 202,35 52,59
00,95 iРП=1,5
Вал электродвигателя PЭД=10704 nЭД=2900 ?ЭД=303,53 ТЭД-Р = =35,27

принято: отношение ?
Примем: iТ=4,39, iб=5,92
Таблица 2
?i Мощность Pi, Вт Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Момент, Нм Пере-даточное отноше-ние
Исполнительный механизм Pим=9420 nим=75 ?им=7,85 Тим=1200
00,98
Муфта выходного вала 9612 75 7,85 1224,46

0,995
Зубчатое колесо выходного вала 9960 75 7,85 1230,57
00,98 iТ=4,35
Шестерня промежуточного
вала 9857 326,57 34,18 288,7

0,995
Зубчатое колесо промежуточного
вала 9907 326,57 34,18 289,85
00,98 iБ=5,92
Шестерня входного вала 10109 1933,3 202,35 49,96


0,995
Входной вал редуктора 10641 1933,3 202,35 52,59
00,95 iРП=1,5
Вал электродвигателя PЭД=10704 nЭД=2900 ?ЭД=303,53 ТЭД-Р = =35,27



Примем: iТ=4,75, iб=5,47
Таблица 3
?i Мощность Pi, Вт Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Момент, Нм Пере-даточное отноше-ние
Исполнительный механизм Pим=9420 nим=75 ?им=7,85 Тим=1200
0,98
Муфта выходного вала 9612 75 7,85 1224,46
0,995
Зубчатое колесо выходного вала 9960 75 7,85 1230,57
0,98 iТ=4,71
Шестерня промежуточного
вала 9857 326,57 34,18 266,48
0,995
Зубчатое колесо промежуточного
вала 9907 326,57 34,18 291,47
0,98 iБ=5,47
Шестерня входного вала 10109 1933,3 202,35 49,96
0,995
Входной вал редуктора 10641 1933,3 202,35 52,59
0,95 iРП=1,5
Вал электродвигателя PЭД=10704 nЭД=2900 ?ЭД=303,53 ТЭД-Р = =35,27


Проверка:



2. Проектирование валов редуктора

2.1. Проектный расчёт валов

Задачей раздела является предварительное определение минимальных диаметров всех валов редуктора. Считаем, что все валы – гладкие круглые стержни, испытывающие только статическую деформацию кручения.

Напряжение кручения находится из условия прочности:

Откуда:

где – допускаемое напряжение при расчёте вала на кручение
При расчёте диаметров валов редуктора принимаем следующие значения :
- для быстроходного вала ;
- для промежуточного вала ;
- для тихоходного вала .
Тогда расчётные диаметры валов будут равны:



Из стандартного ряда [1, с. 162] выбираем следующие диаметры валов: , , .


2.2. Определение диаметральных размеров ступенчатых валов

Редуктор является составной частью привода. Выходной вал редуктора соединён с исполнительным механизмом зубчатой муфтой, а на входной вал редуктора установлен ведомый шкив ременной передачи.
Диаметр выходного вала редуктора должен соответствовать диаметру присоединительного отверстия муфты. Параметры муфт, в том числе допускаемый момент Ткр и максимальный диаметр вала dм, на который устанавливается муфта, указаны в соответствующих сортаментах муфт. Выбрав муфту, можно предварительно определить диаметр участка выходного вала, на котором будет установлена эта муфта.
Зубчатая муфта выбирается так, чтобы наибольший расчётный момент на выходном валу К•Tим не превышал допускаемый для данного номера муфты момента Ткр :
К Tим ? Ткр, (10)
где К – коэффициент нагрузки привода; К = К1 К2 К3
К1 – коэффициент степени ответственности передачи; принимаем в случае остановки машины К1 =1;
К2 – коэффициент режима работы механизма; принимаем К2 =1,3 для тяжёлой работы с ударами и реверсивных механизмов;
К3 – коэффициент, который учитывает угловое смещение соединяемых валов; принимаем K3 =1 при угловом смещении 0,25°.
К = 1 • 1,3•1 = 1,3.
1,3 • 1200 ? Ткр
1560 ? Ткр
Согласно полученному соотношению, выбираем зубчатую муфту №2 со следующими параметрами:
Ткр = 1600 Нм, частота вращения n?80 об/с, диаметр отверстия для валов dм ? 55 мм, длина присоединительного участка муфты l? 82 мм, Диаметр ступицы Dм ? 80 мм, максимальный диаметр 170 мм.


2.3. Предварительный выбор подшипников качения

На данном этапе разработки проекта, определив диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно назначить тип подшипника.
Таблица 2.1. Параметры подшипников
Вал Обозначение подшипника d п D п В С,кН С0,кН
Тихоходный 46213 65 120 23 59,4 45,9
Промежуточный 7308 40 90 25 66 47,5
Быстроходный 2306 30 72 19 36,9 20

2.4. Определение межосевых расстояний
Габариты редуктора существенно зависят от размеров зубчатых передач и размеров подшипников качения.
Соединение крышки редуктора с корпусом производится болтами или шпильками. Для установки болтов необходимо, чтобы расстояние минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников было не менее 2g. Соответственно, межосевое расстояние а зубчатой передачи не должно быть меньше значения, принимаемого конструктивно по условиям сборки редуктора.
Должны соблюдаться следующие условия сборки:
– для тихоходной передачи aт ? 0,5(Dп3+Dп2) + 2g,
– для быстроходной передачи aБ? 0,5(Dп2+ Dп1) + 2g,
где Dп1, Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно входного вала, промежуточного и выходного вала.
Минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников lп = 2g принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:
Болт М10 М12 М14 М16 М20
2g 32 40 44 48 56 мм.
Определение межосевых расстояний.
Для тихоходной передачи
Диаметр болтов:


Для быстроходной передачи:





3. Проектирование механических передач

3.1. Обоснование выбора параметра передач
3.1.1. Зубчатая передача

Проектировочный расчёт осуществляется по условию:

Задачей раздела является выбор критериев работоспособности зубчатых передач и заполнение бланка исходных параметров для расчёта зубчатых передач на компьютере.
Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет следующим условиям:
1) Условие контактной выносливости

Расчёт производится на предотвращение выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Косвенно этим расчетом учитывается недопустимость заедания и чрезмерного изнашивания зубьев передачи.
2) Условие статической контактной прочности

Расчёт предполагает недопустимость пластического обмятия профилей зубьев при кратковременных перегрузках передач.
3) Условие изгибной выносливости зубьев шестерни и зубчатого колеса

Расчёт производится на предотвращение усталостной поломки зубьев.
4) Условие статической изломной прочности зубьев шестерни и колеса

Расчёт производится на предотвращение статической поломки зубьев при перегрузках передачи.
Основным видом разрушений в зубчатых передачах является усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, поэтому все расчёты ведём исходя из условия контактной выносливости:

Зависимость между твёрдостью рабочих поверхностей шестерни и зубчатого колеса выражается формулой:

Для косозубых зубчатых передач берётся усредненное значение допускаемого напряжения шестерни и зубчатого колеса:

На основании вышеизложенного заполняется таблица исходных данных для расчёта зубчатой передачи (проектный расчёт).

3.2 Методика расчёта клиноременной передачи

Основными причинами выхода из строя ремней являются: расслоение трещины, надрывы....


Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин. /Под ред. С.А. Чернавского. - М.: Машиностроение, 1988
2. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, изд. 4. –М.: Высшая школа,1985.
3. Курсовое проектирование деталей машин. / Под ред. В.Н. Кудрявцева. – Л.: Машиностроение, 1984.
4. Детали машин. Справочные материалы /Макаров Ю.Н. и др. – СПб.: СПбГТУ,1995.
5. Лазарев С.О., Савельев В.Д. Муфты для постоянного соединения валов. Конструкция и расчет. – СПб.: СПбГТУ,1995.
6. Детали машин. Разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта /Егоров В.И. и др. – СПб.: СПбГПУ,2003.
7. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1991.
?
Приложения

П1. Спецификация на привод силовой – МиОК 081.00.00.00.
П2. Спецификация на редуктор – МиОК 081.00.01.00.
П3. Спецификация на муфту – МиОК 081.00.02.00.
П4. Сборочный чертёж привода силового – МиОК 081.00.00.00 СБ.
П5. Сборочный чертёж редуктора – МиОК 081.00.01.00 СБ.
П6. Сборочный чертёж муфты – МиОК 081.00.02.00 СБ.





Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть похожие работы