Готовая курсовая работа

5 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:



dв  316 x Tкp x [tк]





5.1 Ведущий вал (1-я половина).



dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.



Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.





5.2 Ведущий вал (2-я половина).



dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.



Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.





5.3 Выходной вал.



dв  316 x 386332,8333,142 x 25 = 42,855 мм.



Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 60 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.



Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.



Диаметры валов, мм

Валы Расчетный диаметр Диаметры валов по сечениям

1-е сечение 2-е сечение 3-е сечение 4-е сечение

Ведущий вал (1-я половина). 29,881 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:



40 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:



45 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:



40 Под свободным (присоединительным) концом вала:



36

Ведущий вал (2-я половина). 29,881 Под свободным (присоединительным) концом вала:



36 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:



40 Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала:



45 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:



40

Выходной вал. 42,855 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:



55 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:



60 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:



55 Под свободным (присоединительным) концом вала:



50



Длины участков валов, мм

Валы Длины участков валов между

1-м и 2-м сечениями 2-м и 3-м сечениями 3-м и 4-м сечениями

Ведущий вал (1-я половина). 80 80 120

Ведущий вал (2-я половина). 140 80 80

Выходной вал. 80 80 130





6 Конструктивные размеры шестерен и колёс

6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 32 = 48 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 32 = 38,4 мм = 76 мм.

Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.

где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d1 - 2 x (o + h) = 112 - 2 x (9 + 8,5) = 77 мм





6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 45 = 54 мм = 76 мм.

Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.

где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d2 - 2 x (o + h) = 400 - 2 x (9 + 8,5) = 365 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (365 + 68) = 216,5 мм = 216 мм

где Doбода = 365 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 365 + 684 = 74,25 мм = 74 мм.





6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 45 = 36 мм = 77 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.





6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 60 = 90 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 60 = 48 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 72 мм.

Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,25 + 0,05 x 1,25 = 6,35 мм = 6 мм.

где b2 = 72 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (6 + 0,5 x (90 - 60)) = 10,5 мм = 18 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2 x o = 269,375 - 2 x 6 = 257,375 мм = 257 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (257 + 90) = 173,5 мм = 175 мм

где Doбода = 257 мм - внутренний диаметр обода.



Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.4 = 257 - 904 = 41,75 мм = 42 мм.



Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.



7 Выбор муфт

7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода



В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:



d(1-й половины 1-го вала) = 50 мм;

d(2-й половины 1-го вала) = 50 мм;



Передаваемый крутящий момент через муфту:



T = 386,333 Нxм



Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:



Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].



Частота вращения муфты:



n = 63,582 об./мин.



Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-50-I.1-50-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.



см. = 2 x 10 3 x Tрzc x Do x dп x lвт = 2 x 10 3 x 579,4996 x 98 x 14 x 28 = 5,028 МПа  [см] = 1,8МПа,



здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.

Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:



и = 2 x 10 3 x Tр x (0,5 x lвт + с)zc x Do x 0,1 x dп 3 =

2 x 10 3 x 579,499 x (0,5 x 28 + 4)6 x 98 x 0,1 x 14 3 = 129,299 МПа  [и] = 80МПа,



здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.



Условие прочности выполняется.





7.2 Выбор муфты на выходном валу привода



Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами; включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. В нашем случае аварийные ситуации маловероятны, поэтому вполне допустима установка предохранительной муфты со срезным штифтом. Выбор предохранительной муфты со срезным штифтом производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента. Диаметры соединяемых валов:



d(выход. вала) = 50 мм;

d(вала потребит.) = 50 мм;



Передаваемый крутящий момент через муфту:



T = 386,333 Нxм



Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:



Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].



Выбираем предохранительную муфты со срезным штифтом и проведём расчёт срезных штифтов.

В качестве предохранительного штифта выбираем штифт диаметром d=4 мм по ГОСТ 3128-70.

Вычислим радиус расположения срезного штифта:



R = 10 3 x Tрp x Dш 24 x tb ср = 10 3 x 579,4993,142 x 4 24 x 400 = 115,288 мм  115,3 мм;



здесь b ср = 400 МПа - предел прочности на срез для материала выбранного штифта.

1 Введение 3

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4

3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7

4 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 11

4.1 Проектный расчёт 11

4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 15

4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 16

5 Предварительный расчёт валов 18

5.1 Ведущий вал (1-я половина). 18

5.2 Ведущий вал (2-я половина). 18

5.3 Выходной вал. 18

6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 20

6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 20

6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 20

6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи 20

6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи 20

7 Выбор муфт 21

7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода 21

7.2 Выбор муфты на выходном валу привода 21

8 Проверка прочности шпоночных соединений 24

8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 24

8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 24

8.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 24

8.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 25

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27

10 Расчёт реакций в опорах 28

10.1 1-й вал 1-я половина 28

10.2 1-й вал 2-я половина 28

10.3 2-й вал 29

11 Построение эпюр моментов валов 30

11.1 Расчёт моментов 1-го вала 1-й половины 30

11.2 Эпюры моментов 1-го вала 1-й половины 31

11.3 Расчёт моментов 1-го вала 2-й половины 32

11.4 Эпюры моментов 1-го вала 2-й половины 33

11.5 Расчёт моментов 2-го вала 34

11.6 Эпюры моментов 2-го вала 35

12 Проверка долговечности подшипников 36

12.1 1-я половина 1-го вала 36

12.2 2-я половина 1-го вала 36

12.3 2-й вал 37

13 Уточненный расчёт валов 40

13.1 Расчёт 1-й половины 1-го вала 40

13.2 Расчёт 2-й половины 1-го вала 43

13.3 Расчёт 2-го вала 46

14 Тепловой расчёт редуктора 50

15 Выбор сорта масла 51

16 Выбор посадок 52

17 Технология сборки редуктора 53

18 Заключение 54

19 Список использованной литературы 55



1 Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.



2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975



Общий КПД привода будет:



 = 1 x ... x n x подш. 3 x муфты 2

= 0,96 x 0,975 x 0,99 3 x 0,98 2 = 0,872



где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.

муфты = 0,98 - КПД одной муфты.



Угловая скорость на выходном валу будет:



вых. = 2 x VD = 2 x 1,4 x 10 3420 = 6,667 рад/с



Требуемая мощность двигателя будет:



Pтреб. = F x Vh = 1,8 x 1,40,872 = 2,89 кВт



В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин, угловая скорость



двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 70930 = 74,246 рад/с.



Oбщее передаточное отношение:



U = wвход.wвых. = 74,2466,667 = 11,136



Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:



U1 = 3,54

U2 = 3,15



Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :



Вал 1-й n1 = nдвиг.U1 = 7093,54 = 200,282 об./мин.

1 = wдвиг.U1 = 74,2463,54 = 20,973 рад/c.



Вал 2-й n2 = n1U2 = 200,2823,15 = 63,582 об./мин.

2 = w1U2 = 20,9733,15 = 6,658 рад/c.





Мощности на валах:



P1 (1-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. =

2890 x 0,96 x 0,99 = 2746,656 Вт



P1 (2-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. 2 x (муфты 1) =

2890 x 0,96 x 0,99 2 x 0,98 = 2664,806 Вт



P2 = P1 (2-я половина вала) x 2 x подш. =

2664,806 x 0,975 x 0,99 = 2572,204 Вт



Вращающие моменты на валах:



T1 (1-я половина вала) = P1 (1-я половина вала)w1 = 2746,656 x 10 320,973 = 130961,522 Нxмм



T1 (1-я половина вала) = P1 (2-я половина вала)w1 = 2664,806 x 10 320,973 = 127058,885 Нxмм



T2 = P2w2 = 2572,204 x 10 36,658 = 386332,833 Нxмм



По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин.



Передаточные числа и КПД передач

Передачи Передаточное число КПД

1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,54 0,96

2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 0,975



Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах

Валы Частота вращения,

об/мин Угловая скорость,

рад/мин Момент,

Нxмм

1-й вал (1-я половина) 200,282 20,973 130961,522

1-й вал (2-я половина) 200,282 20,973 127058,885

2-й вал 63,582 6,658 386332,833





3 Расчёт 1-й клиноременной передачи







1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:



T(ведущий шкив) = 38924,656 Нxмм.



2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=708,997 об/мин) и передаваемой мощности:



P = T(ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 38924,656 x 10 -6 x 74,246 = 2,89 кВт



принимаем сечение клинового ремня О.



3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:



d1 = (3...4) x 3T(ведущий шкив) = (3...4) x 338924,656 = 101,671...135,561 мм.



Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 112 мм.

4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):



d2 = U x d1 x (1 - ) = 3,54 x 112 x (1 - 0,015) = 390,533 мм.



где  = 0,015 - относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 400 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:



Uр = d2d1 x (1 - e) = 400112 x (1 - 0,015) = 3,626



При этом угловая скорость ведомого шкива будет:



(ведомый шкив) = w(ведущий шкив)Uр = 74,2463,626 = 20,476 рад/с.



Расхождение с требуемым 20,973-20,47620,973 = 2,37%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:



d1 = 112 мм;

d2 = 400 мм.



6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):



amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (112 + 400) + 23,5 = 305,1 мм;



amax = d1 + d2 = 112 + 400 = 512 мм.



где T0 = 23,5 мм (высота сечения ремня).



Принимаем предварительно значение a = 423 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:



L = 2 x a + 0.5 x  x (d1 + d2) + (d2 - d1) 24 x aw =



2 x 423 + 0.5 x 3,142 x (112 + 400) + (400 - 112) 24 x 423 =

1699,269 мм.

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. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. 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.

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: Вышейшая 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.

14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.