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.



dв  316 x 18657,5383,142 x 25 = 15,606 мм.



Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 38 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 25 мм.





5.2 2-й вал.



dв  316 x 56728,7053,142 x 25 = 22,609 мм.



Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.

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

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.





5.3 Выходной вал.



dв  316 x 120002,9413,142 x 25 = 29,023 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 (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 36 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. 15,606 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:



30 Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала:



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



30 Под свободным (присоединительным) концом вала:



25

2-й вал. 22,609 Под 1-м элементом (ведущим) диаметр вала:



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



35 Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:



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



35

Выходной вал. 29,023 Под свободным (присоединительным) концом вала:



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



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



40 Под 4-м элементом (ведомым) диаметр вала:



36



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. 55 55 120

2-й вал. 75 55 55

Выходной вал. 120 80 80





6 Конструктивные размеры шестерен и колёс

6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи



Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.

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

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.





6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 40 = 60 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 40 = 32 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 40 мм.

Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1 + 0,05 x 1 = 4,2 мм = 4 мм.

где b2 = 40 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (4 + 0,5 x (60 - 40)) = 7 мм = 10 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2 x o = 148,5 - 2 x 4 = 140,5 мм = 140 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (140 + 60) = 100 мм = 101 мм

где Doбода = 140 мм - внутренний диаметр обода.



Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.4 = 140 - 604 = 20 мм



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

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.





6.3 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 30 = 45 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,5 x 30 = 45 мм

Толщина обода: о = 1,5 x (De1 - dд1) = 1,5 x (172,626 - 164,093) = 12,8 мм = 13 мм.

где De1 = 172,626 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 164,093 мм - делительный диаметр.

Диаметр проточки:

Dc = t x ctgpz1 - 1,3 x h = 19,05 x ctg3,14227 - 1,3 x 18,2 = 139,323 мм = 139 мм.

где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.

Толщина диска: С = (1,2...1,5) x o = 1,2 x 13 = 15,6 мм = 16 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Dc + dступ.) = 0,5 x (139 + 45) = 92 мм = 93 мм

где Dc = 139 мм - диаметр проточки.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 139 + 454 = 23,5 мм = 23 мм.





6.4 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи



Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36 = 54 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,5 x 36 = 54 мм

Толщина обода: о = 1,5 x (De2 - dд2) = 1,5 x (385,277 - 376,117) = 13,74 мм = 14 мм.

где De2 = 385,277 мм - диаметр вершин зубьев; dд2 = 376,117 мм - делительный диаметр.

Диаметр проточки:

Dc = t x ctgpz2 - 1,3 x h = 19,05 x ctg3,14262 - 1,3 x 18,2 = 351,974 мм = 352 мм.

где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.

Толщина диска: С = (1,2...1,5) x o = 1,2 x 14 = 16,8 мм = 17 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Dc + dступ.) = 0,5 x (352 + 54) = 203 мм = 204 мм

где Dc = 352 мм - диаметр проточки.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 352 + 544 = 74,5 мм = 74 мм.



7 Выбор муфты на входном валу 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(эл. двиг.) = 28 мм;

d(1-го вала) = 25 мм;



Передаваемый крутящий момент через муфту:



T = 18,658 Нxм



Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:



Tр = kр x T = 1,5 x 18,658 = 27,986 Нxм

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



Частота вращения муфты:



n = 945 об./мин.



Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 125-28-I.1-25-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 27,9864 x 78 x 14 x 28 = 0,458 МПа  [см] = 1,8МПа,



здесь zc=4 - число пальцев; Do=78 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 27,986 x (0,5 x 28 + 4)4 x 78 x 0,1 x 14 3 = 11,768 МПа  [и] = 80МПа,



здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.



Условие прочности выполняется.

1 Введение 3

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4

3 Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи 7

3.1 Проектный расчёт 7

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 11

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 12

4 Расчёт 2-й цепной передачи 14

5 Предварительный расчёт валов 19

5.1 Ведущий вал. 19

5.2 2-й вал. 19

5.3 Выходной вал. 19

6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 21

6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи 21

6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи 21

6.3 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи 21

6.4 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи 21

7 Выбор муфты на входном валу привода 23

8 Проверка прочности шпоночных соединений 25

8.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи 25

8.2 Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи 25

8.3 Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи 25

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 28

10 Расчёт реакций в опорах 29

10.1 1-й вал 29

10.2 2-й вал 29

10.3 3-й вал 30

11 Построение эпюр моментов валов 31

11.1 Расчёт моментов 1-го вала 31

11.2 Эпюры моментов 1-го вала 32

11.3 Расчёт моментов 2-го вала 33

11.4 Эпюры моментов 2-го вала 34

11.5 Расчёт моментов 3-го вала 35

11.6 Эпюры моментов 3-го вала 36

12 Проверка долговечности подшипников 37

12.1 1-й вал 37

12.2 2-й вал 37

12.3 3-й вал 38

13 Уточненный расчёт валов 41

13.1 Расчёт 1-го вала 41

13.2 Расчёт 2-го вала 42

13.3 Расчёт 3-го вала 45

14 Тепловой расчёт редуктора 47

15 Выбор сорта масла 48

16 Выбор посадок 49

17 Технология сборки редуктора 50

18 Заключение 51

19 Список использованной литературы 52



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[2] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 1 = 0,975

- для открытой цепной передачи: 2 = 0,925



Общий КПД привода будет:



 = 1 x ... x n x подш. 3 x муфты

= 0,975 x 0,925 x 0,99 3 x 0,98 = 0,858



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

муфты = 0,98 - КПД муфты.



Угловая скорость на выходном валу будет:



вых. = p x nвых.30 = 3,142 x 13030 = 13,614 рад/с



Требуемая мощность двигателя будет:



Pтреб. = Pвых.h = 1,60,858 = 1,865 кВт



В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=2,2 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 945 об/мин, угловая скорость



двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 94530 = 98,96 рад/с.



Oбщее передаточное отношение:



U = wвход.wвых. = 98,9613,614 = 7,269



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



U1 = 3,15

U2 = 2,31



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



Вал 1-й n1 = nдвиг. = 945 об./мин. 1 = двиг. = 98,96 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1U1 = 9453,15 = 300 об./мин.

2 = w1U1 = 98,963,15 = 31,416 рад/c.



Вал 3-й n3 = n2U2 = 3002,31 = 129,87 об./мин.

3 = w2U2 = 31,4162,31 = 13,6 рад/c.





Мощности на валах:



P1 = Pтреб. x подш. =

1,865 x 10 6 x 0,99 = 1846,35 Вт



P2 = P1 x 1 x подш. =

1846,35 x 0,975 x 0,99 = 1782,189 Вт



P3 = P2 x 2 x подш. =

1782,189 x 0,925 x 0,99 = 1632,04 Вт



Вращающие моменты на валах:



T1 = P1w1 = 1846,35 x 10 398,96 = 18657,538 Нxмм



T2 = P2w2 = 1782,189 x 10 331,416 = 56728,705 Нxмм



T3 = P3w3 = 1632,04 x 10 313,6 = 120002,941 Нxмм

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.