Привод червячной машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Сибирский государственный университет науки и технологий имени академика М.Ф. Решетнева»

Институт машиноведения и мехатроники

Кафедра «Основ конструирования машин»

Курсовой проект

По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Привод червячной машины

Руководитель

Голубев И.В.

Обучающийся гр. БКТ21-01

Петров А.Е.

Красноярск 2023



Спроектировать привод червячной машины.

редуктор подшипник шпонка колесо

1) Электродвигатель

2) Клиноременная передача

3) Одноступенчатый цилиндрический редуктор

4) Муфта

5) Червячная машина

Р_вых, кВт - 8,8

n_вых, мин-¹ - 100

Редуктор - цилиндрический косозубый

Ременная передача - клиновым ремнем

Срок службы в годах при 2-х сменной работе - 10



Оглавление

Реферат

Введение

1. Кинематический расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

3. Ориентировочный расчет валов

4. Конструктивное оформление зубчатых колес

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Предварительный подбор подшипников

7. Подбор и проверка шпонок

8. Эскизная компоновка редуктор

Заключение

Библиографический список



Реферат

Курсовой проект по проектированию привода винтового питателя - включает в себя: пояснительную записку, сборочный чертеж и рабочие чертежи двух деталей.

Расчет, подтверждающий работоспособность привода, занял 29 страниц формата А4 с использованием 30 формул, 8 таблиц и 9 рисунков. Сборочный чертеж выполнен на формате А1. Выполнены рабочие чертежи тихоходного вала на формате А2, вала-шестерни на формате А3.

Для выполнения расчетов использовалось 6 библиографических источников.



Введение

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование - это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация - заключительная стадия конструирования, которая включает в себя создание конструкторской документации, необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.



1. Кинематический расчет привода

Схема привода

Рис. 1. Кинематическая схема привода

Задача расчета

Подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала.

Определить общее передаточного число привода и его ступеней.

Определить мощность Р, частоту вращения n, угловую скорость и вращающий момент Т на каждом валу привода.

Данные для расчета

Мощность на рабочем валу Р_вых = 8,8 кВт.

Частота вращения рабочего вала n_вых = 100 мин-¹.

Условия расчета

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условия: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя: Р_ном Р_дв.

Допускаются отклонения Р_ном Р_дв на 5 %; Р_ном Р_дв до 10 %.

Расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения его вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

, (1.1)

где - КПД ременной передачи; - КПД зубчатой передачи; - КПД пары подшипников качения.

.

Определяем номинальную (требуемую) мощность двигателя Р_ном:

Р_ном = = = 9,7 кВт. (1.2)

Подбираем, рекомендуемую частоту вращения двигателя:

где - рекомендуемое передаточное отношение ременной передачи;

- рекомендуемое передаточное отношение зубчатой цилиндрической закрытой передачи.

Принимаем предварительные передаточные отношения передач

, тогда

1400 мин^-1

По требуемой мощности и рекомендуемым оборотам выбираем электродвигатель 4AM132L4Y3, которого Р_дв = 11 кВт, а n_ном = 1460 мин-¹.

Р_дв = 11 кВт > Р_ном = 9,7 кВт.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода (u_общ) определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя (n_ном) к частоте вращения приводного вала рабочей машины (n_рм) и равно произведению передаточных чисел редуктора (u_ред) и ременной передачи (u_рп).

u_общ = = u_редu_рп; (1.3)

u_общ = . (1.4)

Разбивка передаточного числа привода должна обеспечить компактность каждой ступени передачи.

С учетом рекомендаций для зубчатой передачи принимаем u_зп = 4,0

u_рп = = . (1.5)

Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном.

Определяем мощности на каждом валу привода:

Р_I = Р_дв = 9,7 кВт;

Р_II = = = 9,1 кВт;

Р_III = = = 8,7 кВт.

Определяем частоту вращения каждого вала:

n_I = n_дв = 1460 мин-¹;

n_II = мин-¹; (1.6)

n_III = мин-¹. (1.7)

Определяем угловые скорости каждого вала:

; (1.8)

=

= ;

= .

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода:

Т = ; (1.9)

Т_I = ;

Т_II = ;

Т_III = .

Результаты расчетов сводим в табл. 1.

Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость , c-1	Вращающий момент Т, Нм	Передаточное отношение u
I	9,7	1460	152,9	63,4	3,65
II	9,1	400	41,9	217,2
					4
III	8,7	100	10,5	828,6

Заключение. Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в табл. 1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров: Р_вых и n_вых, соответствующих техническому заданию.

2. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

Схема передачи

Рис. 2. Расчетная схема цилиндрической передачи

Задачи расчета

Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи.

Определение геометрических параметров передачи.

Определение сил в зацеплении.

Выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности:

- контактному напряжению ;

- напряжению изгиба .

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в табл. 2.



Таблица 2. Таблица силовых и кинематических параметров редуктора

Вал	Р, кВт	n, мин-1	, c-1	Т, Hм	u
II	9,1	400	41,9	217,2	4
III	8,7	100	10,35	828,6

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:

, ,

где и - соответственно расчетные контактные и изгибные напряжения проектируемой передачи; и - соответственно допускаемые контактные и изгибные напряжения материалов колес.

Допускается недогрузка передачи - < не более 10 % и перегрузка > до 5 %:

0,9 []_{F F} 1,05 []_F.

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью 350 НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса HB₂:

HB₁ = HB₂ + (20 - 50). (2.1)

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в табл. 2.5 [7] и в тексте стр. 47, а механические свойства сталей в табл. 2.6 [7].

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендации выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью НВ (НВ ).

Принимаем материал: для колеса - Cталь 40X, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 235 HВ, твердость на поверхности - 261 НВ:

НВ_cр = (235 + 261) / 2 = 248.

Для шестерни - Cталь 40X, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 268 HВ, твердость на поверхности - 302 НВ:

НВ_cр = (268 + 302) / 2 = 285;

HB₁ = 285 > HB₂ = 248

на 37 единиц, т. е. условие (2.1) выполняется.

Определяем допускаемые контактные напряжения [у]_Н

и допускаемые напряжения изгиба [у]_F

По табл. 2.6 [7] определяем величину допускаемых контактных напряжений [у]_Н0 в зависимости от твердости:



[у]_H0 = 1,8 НВ_cр + 67 Н/мм². (2.2)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_HL = 1, тогда получаем:

[у]_Н1 = К_HL • [у]_H01ср + 67 = 1 • 1,8 • 285 + 67 = 580 МПа;

[у]_Н2 = К_HL • [у]_{H02 ср} + 67 = 1 • 1,8 • 248 + 67 = 514 МПа.

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

[у]_H = 0,45( [у]_{H1 +} [у]_H2); (2.3)

[у]_H = 0,45(580 + 514) = 493 Н/мм².

Определяем допускаемое напряжение изгиба по табл. 2.5 [7] в зависимости от НВ_ср

[у]_F0 = 1,03 HB_ср. (2.4)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_FL = 1, тогда

[у]_F1 = К_FL 1,03 HB_ср1 = 1 • 1,03 • 285 = 294 Н/мм²;

[у]_F2 = К_FL 1,03 HB_ср2 = 1 • 1,03 • 248 = 256 Н/мм².

Механические характеристики зубчатой пары приведены в табл. 3.

Механические характеристики зубчатой пары

Материал	НВср	уВ	уТ	Твердость	Термообработка
				серрдц.	поверхн.
Шестер	Сталь 40Х	285	950	580	268НВ	302НВ	Улучшение
Колесо	Сталь 40Х	248	850	530	235НВ	261НВ	Улучшение



Определяем межосевое расстояние редуктора:

, (2.5)

где K_б = 430 - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; K_Нв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается по табл. 2.7 [7] в зависимости от коэффициента Ш_bd; Ш_bd - коэффициент ширины колеса относительно делительной окружности шестерни, его значение принимается по табл. 2.8 [7]; Ш_вб = - коэффициент ширины колеса.

При симметричности расположения шестерни относительно опор Ш_bd = 0,8…1,4, принимаем Ш_bd = 1, тогда Ш_bб = = 0,4.

Согласно значению Ш_bd = 1, при симметричном расположении колес и НВ 350 по табл. 2.7 [7] принимаем значение K_Нв = 1,04, тогда

= 177 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 по табл. 8.9^* и окончательно принимаем = 180 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления (рис. 2.6) [7]

m_n = () = . (2.6)

По табл. 2.10 [7] принимаем m_n = 2,5 мм. В силовых передачах при НB < 350 - m > 1 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв = 10^о, cos = 0,98:



(2.7)

Принимаем Z₁ = 28, тогда .

Уточняем передаточное число:

Уточняем фактический угол наклона зубьев:

(2.8)

.

Рис. 3. Геометрические параметры зубчатого зацепления

Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

- делительный диаметр:

(2.9)



- диаметр окружности вершин зубьев:

(2.10)

- диаметр окружности впадин зубьев:

(2.11)

- ширина венца колеса:

(2.12)

Принимаем 70 мм ширина венца шестерни:

.

Данные сводим в табл. 3 геометрических параметров передачи.

Таблица 3. Геометрические параметры зубчатого зацепления

Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, , мм	180
Модуль зацепления, mn, мм	2,5
Угол наклона зубьев, в, град	13о35'25''
Число зубьев, z	28	112
Делительный диаметр, d, мм	72	288
Диаметр вершин зубьев, dа, мм	77	293
Диаметр впадин зубьев, df, мм	66	282
Ширина венца, b, мм	75	70



Уточняем межосевое расстояние:

Определяем окружную скорость колес:

; d₂, мм,

Для данной скорости по табл. 2.11 [7] назначаем 8 степеней точности изготовления зубчатых колес.

Определяем силовые параметры зацепления

Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи изображена на рис. 4.

В зацеплении косозубых цилиндрических колес действуют силы:

- окружная

F_t = 2Т₁ / d₁ (2.13)

- радиальная

F_r = F_t tg / cos = (2.14)

- осевая

F = F_t tg = (2.15)



где - угол наклона зубьев колес.

У зубчатых передач = 20^о,

Рис. 4. Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Проведем проверочный расчет передачи по контактным напряжениям (у_н).

Определяем контактные напряжения по формуле

, (2.16)

где K - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K = 376; = 1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл. 2.13) [7]; K_Нв = 1,02 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба (табл. 2.7) [7]; = 1,04 - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки (табл. 2.14) [7].

Подставив числовые значения коэффициентов в формулу (5.21), получим:

МПа;

> МПа;

.

Перегруз в пределах допустимых 5 %.

Проведем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба (у_F):

, (2.17)

(2.18)

где K_Fa = 1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл. 2.13) [7]; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба (табл. 2.7) [7]; - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки (табл. 2.14); [7] - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба; Y_F - коэффициент формы зуба, принимающийся по эквивалентному числу зубьев;

, (2.19)

- для шестерни , принимаем z_н1 = 35;

- для колеса , принимаем z_н2 = 140.

По табл. 2.15 [7] находим значения: Y_F1 = 3,75; Y_F2 = 3,6.

Подставив числовые данные в формулы (2.7) и (2.8), получим;

Условия (2.7) и (2.8) выполняются.

Результаты проверочного расчета целесообразно представить в виде табл. 4.

Таблица 4. Параметры проверочного расчета закрытой передачи

Параметр	Расчетные значения	Допускаемые значения	Примечания
Контактные напряжения, ун, Н/мм2	523	493	Перегрузка 6%
Напряжения изгиба, уF, Н/мм2	уF1	177	294	Условие прочности выполняется
	уF2	168	256

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

3. Ориентировочный расчет валов

Редукторные валы испытывают два основных вида деформации - изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной и осевой силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи.

Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу T₂ = 217,2 Hм; на ведомом валу Т₃ = 828,6 Нм.

Условия расчета

Расчет ведем по заниженным допускаемым напряжениям на чистое кручение, так как изгибающий момент на валах не известен.

Расчет валов

Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

(3.1)

где - пониженное допускаемое напряжение.

Приняв , получаем:

.

Полученное значение увеличиваем на 10 %, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом: d_в2 = 1,1 • 35,2 = 38,72 мм.

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69: d_в2 = 39 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d_п = d_в2 + (5 - 10) мм = 39 + 6 = 45мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:



d_бурт = d_п + = 45 + 10 = 55 мм.

Ведущий вал выполняем заодно с шестерней (вал-шестерня) (рис. 5).

Рис. 5. Ведущий вал-шестерня

Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала (рис. 6)

.

Рис. 6. Ведомый вал

Полученное значение увеличиваем на 10 %, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом d_в3 = 1,1 · 55,1 = 60,6 мм.

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69: d_в3 = 62 мм:

- диаметр вала под подшипником d_в3 = d_п + (5 - 10)= 62 + 8 = 70 мм;

- диаметр вала под колесом d_к = d_п + (5 - 8) = 70 + 5 = 75 мм;

- диаметр буртика для упора колеса d_б = d_к + (5 - 10) = 75 + 5 = 80 мм.

4. Конструктивные размеры зубчатого колеса

Размеры зубчатого колеса представлены на рис. 7.

Рис. 7. Размеры зубчатого колеса

Определяем размеры ступицы:

- диаметр ступицы = принимаем d_ст = 120 мм;

- длина ступицы _ст = (1,0 - 1,2) b₂ = (1,0 - 1,2) • 70 = 70-84 мм, принимаем l_ст = 80 мм;

- толщина обода колеса = 4 • 2,5 = 10 мм;

- толщина диска колеса



5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготавливаем литыми из чугуна. Основные размеры приведены в табл. 5.

Таблица 5. Основные размеры элементов корпуса редуктора из чугуна

Параметры	Формулы	Значения
Толщина стенки корпуса (картера) одноступенчатого редуктора	д = 0,025aw + 1 > 8 мм	д = 0,025 · 180 + 1 = 5,5 мм, принимаем д = 8 мм
Толщина стенки крышки корпуса	д1 = д	д1 = 8 мм
Толщина ребер жесткости	дреб > д	дреб = 10 мм
Ширина фланца картера и крышки	bфл > В (? 1,5 В) (В - ширина подшипника)	bфл = 1,5 • 19 = 28,5 мм, принимаем bфл = 30 мм
Толщина фланца	hфл = 1,5 д	hфл = 1,5 • 8 = 12 мм
Зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса	А = 1,2 д	А = 1,2 • 8 = 9,6 мм, принимаем А = 10 мм
Диаметр фундаментных болтов	dф = 0,03 aw + 12	dф = 0,03 • 180 + 12 = 17,4 мм, принимаем М18
Диаметр болтов у подшипников (по бобышкам)	dд = (0,7 - 0,75) dф	dд = (0,7 - 0,75)18 = = 12,6 - 13,5 мм, принимаем М13
Диаметр болтов, соединяющих крышку с картером по фланцам	d1 = dд	Принимаем М12
Диаметр винтов смотровой крышки	dсм = (0,3 - 0,4) dф	dсм = (0,3 - 0,4) 18 = = 5,4 - 7,2 мм, принимаем М6
Толщина фундаментного фланца основания корпуса	S0 = 1,5 dф	S0 = 1,5 • 18 = 27 мм

Необходимо разработать смотровой люк. Его делаем прямоугольной формы. Люк закрываем крышкой с отдушиной.

Отверстие под жезловой маслоуказатель и сливную пробку располагают на одной стороне корпуса. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища, которое выполняется с уклоном 1-2° в сторону отверстия.

Для герметизации подшипниковых узлов, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок служат крышки. Они изготавливаются из чугуна СЧ15 и являются врезными.

Наружный диаметр крышек подшипников D равен наружным диаметрам соответствующих подшипников.

6. Предварительный подбор подшипников

Задача расчета

Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Данные для расчета

Диаметры валов под подшипники: ведущего d_п2 = 39 мм, ведомого d_п3 = 62 мм.

Условия расчета

На первом этапе подшипники выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки, по условиям работы.

Подбор подшипников

Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые представлены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в табл. 6, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 209 для ведущего вала и легкой серии 214 для ведомого вала.



Таблица 6. Характеристика подшипников

Обозначение	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	С0, кН
209	45	85	19	33,2	18,6
214	70	125	24	61,8	37,5

Примечание: d - внутренний диаметр подшипника; D - наружный диаметр подшипника; В - ширина подшипника; C₀ - статическая грузоподъемность; С - динамическая грузоподъемность.

7. Подбор и проверка шпонок

Схема шпоночного соединения

Геометрические параметры шпоночного соединения представлены на рис. 8.

Рис. 8. Геометрические параметры шпоночного соединения

Задача расчета

Подобрать шпонки и проверить их на смятие.

Условие расчета

Подобранные шпонки должны удовлетворять условию



Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке:

Подбор и проверка шпонок

Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала - под шкивом ременной передачи, и две ведомого вала - под зубчатым колесом и под полумуфтой.

Размеры шпонок bЧh подбираем по табл. 7, а рабочую длину шпонки l_р замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.

Таблица 7. Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)

Вал	Вращающий момент, Нм	Диаметр вала, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм	Рабочая длина шпонки, мм
		d	b	h	вала t1	втулки t2	lраб
1 2 3	217,2 828,6 828,6	39 75 62	12 20 18	8 12 11	5 7,5 7	3,3 4,9 4,4	58 60 92

Проверяем условие прочности по формуле

, (7.1)

где d - соответствующий диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм; t₁ - глубина паза вала, мм.

;

;

.

Условие прочности шпоночных соединений на смятие выполняется.

8. Эскизная компоновка редуктора

Компоновку редуктора выполняем в масштабе 1:1. По середине поля чертежа проводятся две параллельные линии на расстоянии а_щ друг от друга. Вычерчиваем зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами. Расстояние между торцами шестерни, колеса и внутренней стенкой корпуса принимаем f = 10 мм. Расстояние между зубьями колес и внутренней стенкой принимаем равным 1,5f = 15 мм.

Вычерчиваем подшипники ведущего и ведомого валов. Ввиду того, что устанавливаются мазеудерживающие кольца, расстояние от торца подшипника до внутренней стенки принимаем равным 5 мм. Ширина подшипников B_п принимается по табл. 7.



Заключение

В результате проведенного кинематического расчета привода получены основные кинематические параметры, которые использовались в дальнейших расчетах при проектировании передач.

Проведен расчет зубчатой передачи. По этому расчету выбран материал для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет проводился по допустимым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления. Определены размеры основных элементов зубчатых колес. Проверочные расчеты зубчатой передачи проведены по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

Подобраны шпонки призматические на валы из стандартного ряда СТСЭВ 189-45. Шпоночные соединения проверены на прочность по условию смятия, выбрана смазка зубчатого зацепления и подшипников.

Был спроектирован механический привод, состоящий из электродвигателя асинхронный, трехфазного тока, типа 4AM132L4Y3, исполнение закрытое обдуваемое, мощность - 11 кВт, частота вращения вала - 1460 мин-¹.

Редуктор одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние - 180 мм, передаточное число u = 4, подшипники - радиальные однорядные.

Редуктор имеет следующие габариты: высота - 350 мм; длина - 470 мм; ширина - 412 мм.

Система смазки - картерная; масло индустриальное - И-Г-А-46.



Библиографический список

1. Меньшиков, А.М. Механика. Расчет и конструирование привода: учеб. пособие / А.М. Меньшиков, В.Г. Межов, О.А. Кожанова. - Красноярск: СибГТУ, 2009. - 156 с.

2. Михайлов, Ю.Б. Конструирование деталей механизмов и машин: учеб. пособие / Ю.Б. Михайлов. - М.: Юрайт, 2015. - 416 с.

3. Андреев, В.И. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование / В.И. Андреев, И.В. Павлова. - СПб.: Лань, 2013. - 228 с.

4. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование по деталям машин / С.А. Чернавский. - М.: Машиностроение, 2005. - 428 с.

5. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 5-е изд., доп. - М.: Машиностроение, 2007. - 560 с., ил.

6. Бильдюк, Н.И. Детали машин: учебник для вузов / Н.И. Бильдюк, В.Н. Ражиков. - М.: Изд-во «Политехника», 2015. - 704 с.

7. Межов, В.Г. Механика. Прикладная механика. Детали машин. Расчет и конструирование привода: учеб. пособие / В.Г. Межов, А.М. Меньшиков, И.В. Кухар. - Красноярск: СибГУ, 2019. - 196 с.

Размещено на Allbest.ru

...