РЕФЕРАТ

Редукторы имеют наибольшее распространение благодаря их долговечности, относительной простоте, высокому КПД, большому диапазону скоростей. В данном проекте разработан цилиндрический редуктор для привода станции. В курсовом проекте произведён кинематический и эмпирический расчёт привода станции, выбран электрический двигатель для привода редуктора. Произведён расчёт параметров и нагрузок цепной и цилиндрической передач, выбрана муфта. Выбран материал для изготовления узлов и механизмов вышеуказанных передач.

Произведён расчёт входного, промежуточного и выходного валов, выбран материал для изготовления и типы подшипников. Выполнен расчёт шпоночных соединений. Был произведён выбор смазки колёс и подшипников.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1 Кинематика и энергетика приводной станции

2 Расчет цепной передачи

3 Расчет цилиндрических передач

3.1 Расчет тихоходной ступени

3.2 Расчет быстроходной ступени

4 Расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Расчет входного вала

4.2 Расчет промежуточного вала

4.3 Расчет выходного вала

4.4 Выбор подшипников

5 Расчет шпонок

6 Подбор муфты

7 Определение размеров корпусных деталей, кожухов и рамы

8 Выбор системы смазки, смазочных материалов и уплотнений

9 Описание сборки основных узлов привода

Литература

ВВЕДЕНИЕ

Проектирование любой машины—сложная конструкторская задача, решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определенных свойств, характеризующих возможность снижения затрат материалов, энергии и труда на разработку и изготовление, ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчета, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на ее создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчета деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов : механики, теории механизмов и машин, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и др.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через многовариантность решения до претворения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение.

Курсовой проект по основам конструирования машин – это технический документ, состоящий из расчетно-пояснительной записки и графического материала, в которых с необходимой полнотой приведены, в соответствии с заданием на проектирование, расчеты, схемы и чертежи.

1 КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

Определяем потребную мощность двигателя и диапазон частоты его вращения:

P_э= Р_т/з_общ

з_общ= з_цил з_цил з_м з_ц=0,99х0,97х0,97х0,92=0,86

P_э=6.8/0,86=7.93 кВт

U_{общmin/max}=(14,8…75)

Общее передаточное число привода

Uобщ.=Uцил.* Uцил* Uцеп.=3.55*3.15*1.7=19.01

Принимаем электродвигатель серии М160S6У3

Nэ=970мин^-1, d_э=42 мм

Принимаем U_ред>8, тогда

Uобщ.= Nэ/ Nт=970/50=19,4

U_т=2,8

U_б=3,55

Частоты вращения на валах:

N1= Nэ =970мин^-1

N2= N1 / U_б=273,2 мин^-1

N3= N2/ U_т=98 мин^-1

N_t=49 мин^-1

Мощности на валах:

P₁=P_т/зцеп=7,39 кВт

P₂= P_1/з_цеп з_цил =7,62 кВт

P₃=P_2/з_цеп з_цил з_цил =7,62 кВт

Р_эл= P_3/ з_цеп з_цил з_цил з_муф = 8,01кВт

2 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

[P_ц]=29 МПа; n₁=98 мин^-1

Определяем коэффициент эксплуатации передачи

K_э=K_рр K_рег K₀ K_с=1,2х1.25х1х1,5=2.25

Назначаем числа зубьев звездочек

z₁=29-2u=29-2x2,18=25

z₂=z₁u=25x2 =50

Определяем шаг цепи из условия износостойкости шарниров и допускаемой частоты вращения звездочки, варьируя числом рядов цепи m

15x10³/n₁>=P_t>=69,4(P₁K_э/z₁mn₁[P_ц])^1/3

153>=P_t>=42.7

Принимаем шаг цепи равным 44.45 мм.

Цепь ПР-44.45-17240 ;B_ц=25.4 мм, d_n=12.7 мм, d_p=25.4 мм, разрушающая нагрузка да 17240Н, масса 1 кг цепи 7.5 кг

Межосевое расстояние:

a=(30-50)P_t=44.45*35=1555.75 мм

Число звеньев цепи:

Z_ц=2a/P_t+(z₁+z₂)/2+(((z₁+z₂)/2п)))²/a)P_t=112

Делительные диаметры звездочек:

d₁=P_t/sin(р/z₁)=31,75/sin(р/25)=354 мм

d₂=P_t/sin(р/z₂)=31,75/sin(р/55)=708 мм

Наружные диаметры звездочек:

d_a1=P_t(0,7+ctg(р/z₁)-0,31d_p/P_t)=383 мм

d_a2=P_t(0,7+ctg(р/z₂)-0,31d_p/P_t)=737 мм

Выполняем проверочные расчеты цепи на износостойкость по удельному давлению в шарнирах P_ц и долговечность по числу ударов в секунду u_i

P_ц=P₁ K_эx6x10⁴/ z₁ P_t n₁ B_ц 28.39 МПа<[P_ц]29 МПа

U_i=4z₁n₁/60z_ц=1.46 с^-1<[ U_i]=13.05

Определяем нагрузку на вал в цепной передаче:

F_ц=[ P₁x6x10⁴+(1..6)x9,8xaxq_lx10^-3]=4186 H

3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

K_УH=0,5; K_УF=0,3

Твердость колеса принимаем равной НВ=250, шестерни НВ=300. Материал—сталь 45, термообработка—улучшение.

Для колеса:

K_уH=2; K_уF=0,9;

N_Hlim=30HB^2,4=1,7x10⁷

N_Flim= 4x10⁶

Для шестерни:

K_уH=1,2; K_уF=1,15;

N_Hlim=30HB^2,4=0,224x10⁸

N_Flim= 4x10⁶

3.1 Расчет тихоходной ступени

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] _H1= K_уH HB₁(N_Hlim/(60 N1L_h K_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] _H2= K_уH HB₂(N_Hlim/(60 N2L_h K_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] _H1=600 МПа

[у] _H2=576 МПа

[у] _H=588 Мпа

300 ≤ [у] _F1= K_уF HB₁(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] _F2= K_уF HB₂(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] _F1=194 МПа

[у] _{F 2}=234 МПа

ш_ba=2,5/(u+1)=0,16

Из ряда стандартных значений принимаем ш_ba=0,4.

Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:

a_w=(u+1)cos²(в+Дв)(K_HP₂10⁹/ ш_baN2u²[у] _H²)=225 мм

Принимаем в учебных целях a_w=225 мм

Определяем ширину поля зацепления:

b_w=( ш_baa_w+0,5)=37 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2a_w cos(в+Дв))/20(u+1)=5,9 мм

Принимаем m=6 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z₁=2a_w cos(в+Дв)/m(u+1)=19,7 принимаем=20

z₂= z₁u=56

Определяем геометрические размеры колес:

Межосевое расстояние делительное:

a=m(z₁+ z₂)/ 2cosв=228 мм

Делительные диаметры:

d₁=mz₁=120 мм;

d₂=mz₂=336 мм

Внешние диаметры:

d_a1=mz₁+ 2m(1+x)=136 мм;

d_a2=mz₂+ 2m(1+x)=348 мм

Внутренние диаметры:

d_f1= d_a1-4,5m=109 мм;

d_f2= d_a2-4,5m=321 мм

Толщина зубьев на делительном цилиндре:

s₁=m(0,5р+0,728x₁)=9,4 мм;

s₂= m(0,5р+0,728x₂)=8,5 мм

Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:

v=р d₁N2/60000=1,72 м/с;

F_t=P₂/v=4296,5 H;

F_r=0,364F_t=1564 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

у_H=1/a_wu(P₂10⁹K_H(u+1)² /b_wd₂)^1/2=252 МПа;

у_H=450(F_t K_H(u+1)/ b_wd₂)^1/2=246 МПа;

у_F1=Y_FS1 F_t K_H/b_wm=83 МПа;

у_F2=Y_FS2 F_t K_H/b_wm=102 МПа;

Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.

3.2 Расчет быстроходной ступени

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] _H1= K_уH HB₁(N_Hlim/(60 N1L_h K_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] _H2= K_уH HB₂(N_Hlim/(60 N2L_h K_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] _H1=600 МПа

[у] _H2=576 МПа

[у] _H=588 Мпа

300 ≤ [у] _F1= K_уF HB₁(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] _F2= K_уF HB₂(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] _F1=194 МПа

[у] _{F 2}=234 МПа

Из ряда стандартных значений принимаем ш_ba=0,2. в=5◦,Дв=1є

Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:

a_w=(u+1)cos²(в+Дв)(K_HP₂10⁹/ ш_baN2u²[у] _H²)=228 мм

Принимаем в учебных целях a_w=120 мм

Определяем ширину поля зацепления:

b_w=( ш_baa_w+0,5)=46 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2a_w cos(в+Дв))/20(u+1)=5 мм

Принимаем m=1,25 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z₁=2a_w cos(в+Дв)/m(u+1)=20

z₂= z₁u=71

Уточняем угол наклона зубьев

вarccos(m(z1+z2)/2 a_w ) =3.8°

Определяем геометрические размеры колес:

Межосевое расстояние делительное:

a=m(z₁+ z₂)/ 2cosв=228 мм

Делительные диаметры:

d₁=mz₁=100,2 мм;

d₂=mz₂=355,8мм

Внешние диаметры:

d_a1=mz₁+ 2m(1+x)=110,2мм;

d_a2=mz₂+ 2m(1+x)=365,8 мм

Внутренние диаметры:

d_f1= d_a1-4,5m=87,7 мм;

d_f2= d_a2-4,5m=343,3 мм

Толщина зубьев на делительном цилиндре:

s₁=m(0,5р+0,728x₁)=8,5 мм;

s₂= m(0,5р+0,728x₂)=7,2 мм

Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:

v=р d₁N2/60000=5,1 м/с;

F_t=P₂/v=1494 H;

F_r=0,364F_t=8188,1 H

F_a= F_t tgв=99,2 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

у_H=cos²в/a_wu(P₂10⁹K_H(u+1)² /b_wd₂)^1/2=208 МПа;

у_H=450(F_t K_H(u+1)/ b_wd₂)^1/2=252 МПа;

у_F1=Y_FS1 F_t K_H/b_wm=263 МПа;

у_F2=Y_FS2 F_t K_H/b_wm=261,4 МПа;

Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.

4 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Материал для изготовления валов – сталь 45, термообработка—нормализация.

Твердость заготовки НВ=200

у_В=600 МПа, у_Т=320 МПа

Расстояние между опорами и деталями передач выбираем из конструктивных соображений.

4.1 Расчет входного вала

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

C_x=-F_a=-99.2 H

УM_c=0:

УM_B=0:

B_y=(l3 *-F_t)/ (74)=-747.05 H

c_Y=(-Ft*l3)/(l3+l2)=-747.05 H

Проверка:

C_Y- F_t+ B_y=-747.05+1494.1-747.05=0

Горизонтальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0

B_z=(-Mfa-Fr*L2)/74=-4094.12 H

C_Z=(Mfa-Fr*l2)/(l2+l3)=-4093.98H

Проверка

C_Z +B_z+F_r=-4094.12-4093.98+8188.1=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 30 мм.

4.2 Расчет промежуточного вала

B_X=-F_a=-99.2 H

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0:

B_y=(-F_t1 (l2+l3)-F_t2 *l3)/(l1+l2+l3)=-2200.4 H

C_Y=(-F_T1*l1-F_t2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3590.2 H

Проверка

C_Y +B_y+ F_t1 +F_t2=-3590.2-2200.4+1494.1+4296.5=0

Горизонтальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0:

B_z=(-Mfa1-Fr1*(l2+l3) –Fr2*l3)/(l1+l2+l3)=-6746.6 H

C_z=(Mfa1-Fr1*l1–Fr2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3005.5 H

Проверка

C_z+ B_z +F_r1 +F_r2=-3005.5-6746.6+8188.1+1564=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 45 мм

Диаметр вала под колесом принимаем равным 50 мм.

4.3 Расчет выходного вала

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

УM_B=0:

УM_c=0:

B_Y=Fy*l3-F_t*l2/84=-917.75 H

C_Y= F_t*l1-Fy*(l1+l2+l3)/84=-6338.75 H

Проверка

B_Y +C_Y +F_t=-917.75-6338.75+4296.5=0 H

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 60 мм

4.4 Выбор подшипников

Назначаем для опор валов подшипники средней серии и номер по диаметру вала и соотношению осевой и радиальной нагрузок.

Входной вал:

B_X/(B_Y²+B_z²)^1/2=0,41>0,35

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 206

L_h=(10⁶/60n)(0,6C/(XF_R+YF_A))= 1,6x10⁵час

F_R=( B_Y²+B_z²)^1/2=599,57 H

F_A=B_X+0,83e F_R=415,81 H

Промежуточный вал:

B_X/(B_Y²+B_z²)^1/2=0,05 <0,35

Выбираем шариковый однорядный подшипник 209

L_h=(10⁶/60n)(0,6C/(XF_R+YF_A))= 10435 час

F_R=( B_Y²+B_z²)^1/2=709,99 H

F_A=B_X =99.2 H

Выходной вал:

B_X/(B_Y²+B_z²)^1/2=0<0,35

Выбираем шариковый однорядный подшипник 212

L_h=(10⁶/60n)(0,6C/(XF_R+YF_A))=(10⁶/60x192)(0,6x52700/3030,58)^3,33=456459 час

F_R=( B_Y²+B_z²)^1/2=(2875,38²+985,65 ²)^1/2=303,58H

F_A=B_X =99.2

5 РАСЧЕТ ШПОНОК

Под полумуфту:

b=8 мм, h=7 мм, t₁=4 мм, t₂= 3,3 мм, l=45 мм

Проверка на смятие:

у_см=2T/dl_p(h-t₁)=2x17,9/26x37x3=12,4 МПа<[ у_см]

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=2x17900/37x8x26=4,7 МПа<[ ф _ср ]

Под ступицы колес:

b=14 мм, h= 9 мм, t₁=5,5мм, t₂= 3,8 мм, l=63 мм

Проверка на смятие:

у_см=2T/dl_p(h-t₁)=2x75900/50x49x3,5=17,7МПа<[ у_см]

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=2x75900/14x49x50=4,4МПа<[ ф _ср ]

Под звездочку:

b=12 мм, h=8 мм, t₁=5 мм, t₂= 3,3 мм, l=56 мм

Проверка на смятие:

у_см=2T/dl_p(h-t₁)=2x250000/40x44x3=94МПа<[ у_см]

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=2x250000/12x44x40=23,6 МПа<[ ф _ср ]

6 ПОДБОР МУФТЫ

Для соединения входного вала с валом двигателя выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). По расчётному диаметру вала и крутящему моменту принимаем по ГОСТ 21424-75 муфту с условным обозначением: МУФТА 125-28-1 (диаметр вала d=42 мм, исполнение 1).

Выписываем данные муфты: диаметр пальца под втулкой d₀=14; длина резиновой втулки l_о=100 мм; длина распорной втулки s=4 мм. Число пальцев z=6.

Упругие элементы муфты проверяют на смятие:

s_см=£[s_см]

Передаваемый крутящий момент Т_Н=17,9 Н×м. Принимаем допускаемое напряжение [s_см]=2 МПа . Коэффициент режима работы принимаем k=2.

s_см=2×2×17900/14×22×6×86=0,45 МПа<[s_см]

7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, КОЖУХОВ И РАМЫ

К корпусным относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и др. элементов, соединенных в единое целое.

Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных в них деталей, относительным их расположением и величиной зазоров между ними. Ориентировочно размеры корпуса определяются при составлении компоновочной схемы.

Толщину стенки, отвечающую требованиям и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять как:

д=0,025a_w+3=0,025x236+3=8 мм

Подшипниковые гнезда – их размеры определяются конструктивно. Так, длина гнезда зависит от ширины подшипника, высоты крышки, толщины кольца, и осевых размеров шайбы. Наружные диаметры соответствуют размерам крышки.

Размеры прижимных крышек выбирают по ГОСТ 18511 – 73 и ГОСТ 18512 – 73 .

Для заливки масла в редуктор и контроля зацепления предусматриваем люк прямоугольной формы, который закрывается крышкой из стального листа. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засыпалась пыль, под крышку ставим уплотняющую прокладку (из механического картона или резины).

При единичном производстве экономически выгоднее использовать рамы, сваренные из элементов сортового проката. Конструкция и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и электродвигателя. Для изготовления рамы используем швеллера № 12 и №5 по ГОСТ 8240. На раму двигатель крепят болтами М10 к швеллерам, а редуктор—болтами М20.

8 ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ, СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ

Для смазки зубчатых колёс применяем смазку погружением в масляную ванну.

Уровень масла располагаем выше зубчатых колёс, смазка к ним подаётся в виде масляного тумана.

Принимаем кинематическую вязкость масла 40 м²/с.

Для смазки принимаем индустриальное масло марки И-40А по ГОСТ 20799.

Для предохранения трущихся пар коробки скоростей от попадания к ним влаги, пыли, газов, а также для предотвращения вытекания смазки через крышки и по валам применяем уплотнение при помощи манжет. Для смазки подшипников качения используется тот же масляный туман. Подшипники закрываем крышками, которые крепятся с помощью болтов.

9 ОПИСАНИЕ СБОРКИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ ПРИВОДА

Для крепления половинок корпуса редуктора используем болты с наружной шестигранной головкой диаметра d=М16 .Крышку масло заливного люка крепим болтами d = М8.

Крепление полумуфт к валу электродвигателя и к валу редуктора осуществляется с помощью призматических шпонок.

Крепление крышек к корпусу редуктора осуществляется: для быстроходного вала - болтами М12; для тихоходного – болтами М12.

Для крепления редуктора, а также насосной станции к плите (раме) применяем – болты М20.

Для крепления рам к полу цеха применяем фундаментные болты по ГОСТ 7793.

ЛИТЕРАТУРА

1.Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. В 2-х частях. А.В.Кузьмин и др.-Мн.: Выш. Школа, 1982.-208 с.

2. Детали машин. Проектирование: Учеб пособие /Л.В.Курмаз, А.Т. Скойбеда.-Мн.: УП “Технопринт”, 2001.-290 с.

3.Иванов М.Н. Детали машин.—М.: Высш. Школа, 1976