РЕФЕРАТ
Редуктори мають найбільше розповсюдження завдяки їх довговічності, відносній простоті, високому ККД, великому діапазону швидкостей. У даному проекті розроблений циліндричний редуктор для приводу станції. У курсовому проекті зроблено кінематичний і емпіричний розрахунок приводу станції, обраний електричний двигун для приводу редуктора. Проведено розрахунок параметрів і навантажень ланцюгової і циліндричної передач, обрана муфта. Обрано матеріал для виготовлення вузлів і механізмів вищевказаних передач.
Зроблено розрахунок вхідного, проміжного і вихідного валів, обраний матеріал для виготовлення і типи підшипників. Виконано розрахунок шпонкових з'єднань. Був зроблений вибір мастило для коліс і підшипників.
ЗМІСТ
ВСТУП
1 Кінематика і енергетика приводної станції
2 Розрахунок ланцюгової передачі
3 Розрахунок циліндричних передач
3.1 Розрахунок тихохідної щаблі
3.2 Розрахунок швидкохідної щаблі
4 Розрахунок валів редуктора і вибір підшипників
4.1 Розрахунок вхідного валу
4.2 Розрахунок проміжного валу
4.3 Розрахунок вихідного валу
4.4 Вибір підшипників
5 Розрахунок шпонок
6 Підбір муфти
7 Визначення розмірів корпусних деталей, кожухів і рами
8 Вибір системи змащення, мастильних матеріалів і ущільнень
9 Опис складання основних вузлів приводу
Література
ВСТУП
Проектування будь-якої машини-складна конструкторська задача, вирішення якої може бути знайдено не тільки з досягненням необхідного технічного рівня, але і додання конструкції певних властивостей, які характеризують можливість зниження витрат матеріалів, енергії та праці на розробку і виготовлення, ремонт і технічне обслуговування.
Завдання конструктора полягає в тому, що керуючись міркуваннями технічної доцільності проектованої машини, вміти використовувати інженерні методи розрахунку, що дозволяють забезпечити досягнення поставленої задачі при раціональному використанні ресурсів, що виділяються на її створення та застосування.
Курсовий проект завершує загальнотехнічний цикл інженерної підготовки фахівця. Він є важливою самостійною роботою студента, що охоплює питання розрахунку деталей машин за критеріями працездатності, раціональному виборі матеріалів контактуючих пар і системи мастила з метою забезпечення максимально можливого ККД і базується на знанні ряду предметів: механіки, теорії механізмів і машин, опору матеріалів, взаємозамінності і стандартизації , основ конструювання машин, технологічних процесів машинобудівного виробництва та ін
При виконанні курсового проекту студент послідовно проходить від раціонального вибору кінематичної схеми механізму через багатоваріантність рішення до втілення механічного приводу в графічному матеріалі, при цьому знайомлячись з існуючими конструкціями, долучаючись до інженерного творчості осмислює взаємозв'язок окремих деталей у механізмі і їх функціональне призначення.
Курсовий проект з основ конструювання машин - це технічний документ, що складається з розрахунково-пояснювальної записки та графічного матеріалу, в яких з необхідною повнотою наведені, відповідно до завдання на проектування, розрахунки, схеми і креслення.
1 кінематики і ЕНЕРГЕТИКА приводної станції
Визначаємо потрібну потужність двигуна і діапазон частоти його обертання:
P е = Р т / з заг
з заг = з цил з цил із м з ц = 0,99 х0, 97х0, 97х0, 92 = 0,86
P е = 6.8 / 0,86 = 7.93 кВт
U заг min / max = (14,8 ... 75)
Загальне передавальне число привода
U заг .= U цил .* U цил * U ціп .= 3.55 3.15 * 1.7 = 19.01
Приймаються електродвигун серії М160 S 6У3
N е = 970мін -1, d е = 42 мм
Приймаються U ред> 8, тоді
U заг .= N е / N т = 970/50 = 19,4
U т = 2,8
U б = 3,55
Частоти обертання на валах:
N 1 = N е = 970мін -1
N 2 = N 1 / U б = 273,2 хв -1
N 3 = N 2 / U т = 98 хв -1
N t = 49 хв -1
Потужності на валах:
P 1 = P т / зцеп = 7,39 кВт
P 2 = P 1 / з ціп з цил = 7,62 кВт
P 3 = P 2 / з ціп з цил з цил = 7,62 кВт
Р ел = P 3 / з ціп з цил з цил з МУФ = 8,01 кВт
2 РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
[P ц] = 29 МПа; n 1 = 98 хв -1
Визначаємо коефіцієнт експлуатації передачі
K е = K рр. K рег K 0 K з = 1,2 х1.25х1х1, 5 = 2.25
Призначаємо числа зубів зірочок
z 1 = 29-2 u = 29-2 x 2,18 = 25
z 2 = z 1 u = 25 x 2 = 50
Визначаємо крок ланцюга з умови зносостійкості шарнірів і допустимої частоти обертання зірочки, варіюючи числом рядів ланцюга m
15x10 3 / n 1> = P t> = 69,4 (P 1 K е / z 1 mn 1 [P ц]) 1 / 3
153> = P t> = 42.7
Приймаються крок ланцюга рівним 44.45 мм.
Ланцюг ПР-44.45-17240; B ц = 25.4 мм, d n = 12.7 мм, d p = 25.4 мм, руйнівне навантаження та 17240Н, маса 1 кг ланцюга 7.5 кг
Міжосьова відстань:
a = (30-50) P t = 44.45 * 35 = 1555.75 мм
Кількість ланок ланцюга:
Z ц = 2 a / P t + (z 1 + z 2) / 2 + (((z 1 + z 2) / 2п))) 2 / a) P t = 112
Ділильні діаметри зірочок:
d 1 = P t / sin (р / z 1) = 31,75 / sin (р/25) = 354 мм
d 2 = P t / sin (р / z 2) = 31,75 / sin (р/55) = 708 мм
Зовнішні діаметри зірочок:
d a1 = P t (0,7 + ctg (р / z 1) -0,31 d p / P t) = 383 мм
d a2 = P t (0,7 + ctg (р / z 2) -0,31 d p / P t) = 737 мм
Виконуємо перевірочні розрахунки ланцюга на зносостійкість по питомому тиску в шарнірах P ц і довговічність за кількістю ударів на секунду u i
P ц = P 1 K е. x 6 x 10 4 / z 1 P t n 1 B ц 28.39 МПа <[P ц] 29 МПа
U i = 4 z 1 n 1 / 60 z ц = 1.46 с -1 <[U i] = 13.05
Визначаємо навантаження на вал в ланцюговій передачі:
F ц = [P 1 x 6 x 10 квітня + (1 .. 6) x 9,8 xaxq l x 10 -3] = 4186 H
3 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНИХ ПЕРЕДАЧ
K У H = 0,5; K У F = 0,3
Твердість колеса приймаємо рівною НВ = 250, шестерні НВ = 300. Матеріал-сталь 45, термообробка-поліпшення.
Для колеса:
K уH = 2; K уf = 0,9;
N Hlim = 30HB 2,4 = 1,7 x10 7
N Flim = 4x10 6
Для шестірні:
K у H = 1,2; K у F = 1,15;
N Hlim = 30 HB 2,4 = 0,224 x 8 жовтня
N Flim = 4 x 10 червня
3.1 Розрахунок тихохідної щаблі
Розрахунок допустимих напружень:
600 ≤ [у] H 1 = K у H HB 1 (N Hlim / (60 N 1 L h K У H)) 1 / 6 = 483,3 МПа ≤ 780
576 ≤ [у] H 2 = K у H HB 2 (N Hlim / (60 N 2 L h K У H)) 1 / 6 = 535,2 Мпа ≤ 780
[У] H 1 = 600 МПа
[У] H 2 = 576 МПа
[У] H = 588 МПа
300 ≤ [у] F 1 = K у F HB 1 (N Flim / (60 N 1 L h K У F)) 1 / 6 = 194 МПа ≤ 520
228 ≤ [у] F 2 = K у F HB 2 (N Flim / (60 N 1 L h K У F)) 1 / 6 = 234 МПа ≤ 432
[У] F 1 = 194 МПа
[У] F 2 = 234 МПа
ш ba = 2,5 / (u +1) = 0,16
З ряду стандартних значень приймаємо ш ba = 0,4.
Розраховуємо міжосьова відстань передачі, що задовольняє контактної витривалості в межах варіації коефіцієнта ширини:
a w = (u +1) cos 2 (у + Дв) (K H P 10 лютого 9 / ш ba N 2 u 2 [у] H 2) = 225 мм
Приймаються в навчальних цілях a w = 225 мм
Визначаємо ширину поля зачеплення:
b w = (ш ba a w +0,5) = 37 мм - ширина колеса
Призначаємо модуль зачеплення, узгоджуючи його зі стандартним:
m = (2 a w cos (у + Дв)) / 20 (u +1) = 5,9 мм
Приймаються m = 6 мм
Призначаємо числа зубів коліс, округляючи їх до цілого числа:
z 1 = 2 a w cos (у + Дв) / m (u +1) = 19,7 приймаємо = 20
z 2 = z 1 u = 56
Визначаємо геометричні розміри коліс:
Міжосьова відстань Ділильний:
a = m (z 1 + z 2) / 2 cos в = 228 мм
Ділильні діаметри:
d 1 = mz 1 = 120 мм;
d 2 = mz 2 = 336 мм
Зовнішні діаметри:
d a 1 = mz 1 + 2 m (1 + x) = 136 мм;
d a 2 = mz 2 + 2 m (1 + x) = 348 мм
Внутрішні діаметри:
d f 1 = d a січні -4,5 m = 109 мм;
d f 2 = d a 2 -4,5 m = 321 мм
Товщина зубів на ділильному циліндрі:
s 1 = m (0,5 р +0,728 x 1) = 9,4 мм;
s 2 = m (0,5 р +0,728 x 2) = 8,5 мм
Окружна швидкість і силові компоненти в зачепленні:
v = р d 1 N 2 / 60000 = 1,72 м / с;
F t = P 2 / v = 4296,5 H;
F r = 0,364 F t = 1564 H
Виконуємо перевірочні розрахунки контактної і згинальної витривалості:
у H = 1 / a w u (P 2 10 вересня K H (u +1) 2 / b w d 2) 1 / 2 = 252 МПа;
у H = 450 (F t K H (u +1) / b w d 2) 1 / 2 = 246 МПа;
у F 1 = Y FS 1 F t K H / b w m = 83 МПа;
у F 2 = Y FS 2 F t K H / b w m = 102 МПа;
Перевантаження або недовантаження знаходяться в межах норми, тому параметри коліс залишаємо без зміни.
3.2 Розрахунок швидкохідної щаблі
Розрахунок допустимих напружень:
600 ≤ [у] H 1 = K у H HB 1 (N Hlim / (60 N 1 L h K У H)) 1 / 6 = 483,3 МПа ≤ 780
576 ≤ [у] H 2 = K у H HB 2 (N Hlim / (60 N 2 L h K У H)) 1 / 6 = 535,2 Мпа ≤ 780
[У] H 1 = 600 МПа
[У] H 2 = 576 МПа
[У] H = 588 МПа
300 ≤ [у] F 1 = K у F HB 1 (N Flim / (60 N 1 L h K У F)) 1 / 6 = 194 МПа ≤ 520
228 ≤ [у] F 2 = K у F HB 2 (N Flim / (60 N 1 L h K У F)) 1 / 6 = 234 МПа ≤ 432
[У] F 1 = 194 МПа
[У] F 2 = 234 МПа
З ряду стандартних значень приймаємо ш ba = 0,2. в = 5 ◦, Дв = 1є
Розраховуємо міжосьова відстань передачі, що задовольняє контактної витривалості в межах варіації коефіцієнта ширини:
a w = (u +1) cos 2 (у + Дв) (K H P 10 лютого 9 / ш ba N 2 u 2 [у] H 2) = 228 мм
Приймаються в навчальних цілях a w = 120 мм
Визначаємо ширину поля зачеплення:
b w = (ш ba a w +0,5) = 46 мм - ширина колеса
Призначаємо модуль зачеплення, узгоджуючи його зі стандартним:
m = (2 a w cos (у + Дв)) / 20 (u +1) = 5 мм
Приймаються m = 1,25 мм
Призначаємо числа зубів коліс, округляючи їх до цілого числа:
z 1 = 2a w cos (у + Дв) / m (u +1) = 20
z 2 = z 1 u = 71
Уточнюємо кут нахилу зубів
вarccos (m (z1 + z2) / 2 a w) = 3.8 °
Визначаємо геометричні розміри коліс:
Міжосьова відстань Ділильний:
a = m (z 1 + z 2) / 2 cos в = 228 мм
Ділильні діаметри:
d 1 = mz 1 = 100,2 мм;
d 2 = mz 2 = 355,8 мм
Зовнішні діаметри:
d a 1 = mz 1 + 2 m (1 + x) = 110,2 мм;
d a 2 = mz 2 + 2 m (1 + x) = 365,8 мм
Внутрішні діаметри:
d f 1 = d a січні -4,5 m = 87,7 мм;
d f 2 = d a 2 -4,5 m = 343,3 мм
Товщина зубів на ділильному циліндрі:
s 1 = m (0,5 р +0,728 x 1) = 8,5 мм;
s 2 = m (0,5 р +0,728 x 2) = 7,2 мм
Окружна швидкість і силові компоненти в зачепленні:
v = р d 1 N 2 / 60000 = 5,1 м / с;
F t = P 2 / v = 1494 H;
F r = 0,364 F t = 8188,1 H
F a = F t tgв = 99,2 H
Виконуємо перевірочні розрахунки контактної і згинальної витривалості:
у H = cos 2 в / a w u (P 2 9 жовтень K H (u +1) 2 / b w d 2) 1 / 2 = 208 МПа;
у H = 450 (F t K H (u +1) / b w d 2) 1 / 2 = 252 МПа;
у F 1 = Y FS 1 F t K H / b w m = 263 МПа;
у F 2 = Y FS 2 F t K H / b w m = 261,4 МПа;
Перевантаження або недовантаження знаходяться в межах норми, тому параметри коліс залишаємо без зміни.
4 РОЗРАХУНОК валів редукторів І ВИБІР ПІДШИПНИКІВ
Матеріал для виготовлення валів - сталь 45, термообробка-нормалізація.
Твердість заготовки НВ = 200
у В = 600 МПа, у Т = 320 МПа
Відстань між опорами і деталями передач вибираємо з конструктивних міркувань.
4.1 Розрахунок вхідного валу
Визначаємо компоненти реакцій в опорах вала:
Вертикальна площина
C x =- F a =- 99.2 H
У M c = 0:
Уm B = 0:
B y = (l3 *- F t) / (74) =- 747.05 H
c Y = (-Ft * l3) / (l3 + l2) =- 747.05 H
Перевірка:
C Y - F t + B y =- 747.05 +1494.1-747.05 = 0
Горизонтальна площина
У M c = 0:
У M B = 0
B z = (- Mfa - Fr * L 2) / 74 =- 4094.12 H
C Z = (Mfa-Fr * l2) / (l2 + l3) =- 4093.98H
Перевірка
C Z + B z + F r =- 4094.12-4093.98 +8188.1 = 0
Будуємо епюри згинальних і крутних моментів і визначаємо діаметри валів:
Діаметр валу під підшипником приймаємо рівним 30 мм.
4.2 Розрахунок проміжного валу
B X =- F a =- 99.2 H
Визначаємо компоненти реакцій в опорах вала:
Вертикальна площина
У M c = 0:
У M B = 0:
B y = (- F t 1 (l 2 + l 3) - F t 2 * l 3) / (l 1 + l 2 + l 3) =- 2200.4 H
C Y = (-F T1 * l1-F t2 * (l1 + l2)) / (l1 + l2 + l3) =- 3590.2 H
Перевірка
C Y + B y + F t 1 + F t 2 =- 3590.2-2200.4 +1494.1 +4296.5 = 0
Горизонтальна площина
У M c = 0:
У M 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
Перевірка
C z + B z + F r 1 + F r 2 =- 3005.5-6746.6 +8188.1 +1564 = 0
Будуємо епюри згинальних і крутних моментів і визначаємо діаметри валів:
Діаметр валу під підшипником приймаємо рівним 45 мм
Діаметр валу під колесом приймаємо рівним 50 мм.
4.3 Розрахунок вихідного валу
Визначаємо компоненти реакцій в опорах вала:
Вертикальна площина
У M B = 0:
У M 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
Перевірка
B Y + C Y + F t =- 917.75-6338.75 +4296.5 = 0 H
Будуємо епюри згинальних і крутних моментів і визначаємо діаметри валів:
Діаметр валу під підшипником приймаємо рівним 60 мм
4.4 Вибір підшипників
Призначаємо для опор валів підшипники середньої серії та номер по діаметру валу і співвідношенню осьової і радіальної навантажень.
Вхідний вал:
B X / (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = 0,41> 0,35
Вибираємо роликовий конічний однорядний підшипник 206
L h = (10 6 / 60 n) (0,6 C / (XF R + YF A)) = 1,6 x 10 5:00
F R = (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = 599,57 H
F A = B X +0,83 e F R = 415,81 H
Проміжний вал:
B X / (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = 0,05 <0,35
Вибираємо кульковий однорядний підшипник 209
L h = (10 6 / 60 n) (0,6 C / (XF R + YF A)) = 10435 годину
F R = (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = 709,99 H
F A = B X = 99.2 H
Вихідний вал:
B X / (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = 0 <0,35
Вибираємо кульковий однорядний підшипник 212
L h = (10 6 / 60 n) (0,6 C / (XF R + YF A)) = (10 6 / 60 x 192) (0,6 x 52700/3030, 58) 3,33 = 456459 годину
F R = (B Y 2 + B z 2) 1 / 2 = (2875,38 2 +985,65 2) 1 / 2 = 303,58 H
F A = B X = 99.2
5 РОЗРАХУНОК шпонок
Під напівмуфту:
b = 8 мм, h = 7 мм, t 1 = 4 мм, t 2 = 3,3 мм, l = 45 мм
Перевірка на зминання:
у см = 2 T / dl p (h - t 1) = 2 x 17,9 / 26 x 37 x 3 = 12,4 МПа <[у см]
Перевірка на зріз:
ф ср = 2 T / bl p d = 2 x 17900/37 x 8 x 26 = 4,7 МПа <[ф ср]
Під маточини коліс:
b = 14 мм, h = 9 мм, t 1 = 5,5 мм, t 2 = 3,8 мм, l = 63 мм
Перевірка на зминання:
у см = 2 T / dl p (h - t 1) = 2 x 75900/50 x 49 x 3,5 = 17,7 МПа <[у см]
Перевірка на зріз:
ф ср = 2 T / bl p d = 2 x 75900/14 x 49 x 50 = 4,4 МПа <[ф ср]
Під зірочку:
b = 12 мм, h = 8 мм, t 1 = 5 мм, t 2 = 3,3 мм, l = 56 мм
Перевірка на зминання:
у см = 2 T / dl p (h - t 1) = 2 x 250000/40 x 44 x 3 = 94МПа <[у см]
Перевірка на зріз:
ф ср = 2 T / bl p d = 2 x 250000/12 x 44 x 40 = 23,6 МПа <[ф ср]
6 ПІДБІР МУФТИ
Для з'єднання вхідного валу з валом двигуна вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту (МУВП). За розрахунковому діаметру валу і моменту приймаємо по ГОСТ 21424-75 муфту з умовним позначенням: МУФТА 125-28-1 (діаметр валу d = 42 мм, виконання 1).
Виписуємо дані муфти: діаметр пальця під втулкою d 0 = 14; довжина гумової втулки l о = 100 мм; довжина распорной втулки s = 4 мм. Число пальців z = 6.
Пружні елементи муфти перевіряють на зминання:
s см = £ [s см]
Рухаючись крутний момент Т Н = 17,9 Н × м. Приймаються напруга, що допускається [s см] = 2 МПа. Коефіцієнт режиму роботи приймаємо k = 2.
s см = 2 × 2 × 17900/14 × 22 × 6 × 86 = 0,45 МПа <[s см]
7 ВИЗНАЧЕННЯ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХ ДЕТАЛЕЙ, Кожух і РАМИ
До корпусним відносять деталі, що забезпечують взаємне розташування деталей вузла і сприймають основні сили, що діють в машині. Корпусні деталь складається зі стінок, ребер, бобишек, фланців та ін елементів, з'єднаних в єдине ціле.
Розміри корпусів визначаються числом і розмірами розміщених в них деталей, відносним їх розташуванням і величиною зазорів між ними. Орієнтовно розміри корпусу визначаються при складанні компоновочной схеми.
Товщину стінки, що відповідає вимогам і необхідної жорсткості корпусу редуктора, рекомендується визначати як:
д = 0,025 a w +3 = 0,025 x 236 +3 = 8 мм
Підшипникові гнізда - їх розміри визначаються конструктивно. Так, довжина гнізда залежить від ширини підшипника, висоти кришки, товщини кільця, і осьових розмірів шайби. Зовнішні діаметри відповідають розмірам кришки.
Розміри притискних кришок вибирають за ГОСТ 18511 - 73 і ГОСТ 18512 - 73.
Для заливання масла в редуктор і контролю зачеплення передбачаємо люк прямокутної форми, який закривається кришкою із сталевого листа. Для того, щоб всередину корпусу ззовні не засипалася пил, під кришку ставимо ущільнюючу прокладку (з механічного картону або гуми).
При одиничному виробництві економічно вигідніше використовувати рами, зварені з елементів сортового прокату. Конструкція і розміри рами залежать від типу і розмірів редуктора та електродвигуна. Для виготовлення рами використовуємо швелера № 12 і № 5 по ГОСТ 8240. На раму двигун кріплять болтами М10 до швелерах, а редуктор-болтами М20.
8 ВИБІР системи змащення, мастильних матеріалів і ущільнення
Для змащення зубчастих коліс застосовуємо мастило зануренням у масляну ванну.
Рівень масла маємо вище зубчастих коліс, мастило до них подається у вигляді масляного туману.
Приймаються кінематичну в'язкість масла 40 м 2 / с.
Для змащення приймаємо індустріальне масло марки І-40А по ГОСТ 20799.
Для запобігання тертьових пар коробки швидкостей від потрапляння до них вологи, пилу, газів, а також для запобігання витікання мастила через кришки і по валах застосовуємо ущільнення за допомогою манжет. Для змащення підшипників кочення використовується той же масляний туман. Підшипники закриваємо кришками, які кріпляться за допомогою болтів.
9 ОПИС ЗБІРКИ ОСНОВНИХ ВУЗЛІВ ПРИВОДУ
Для кріплення половинок корпусу редуктора використовуємо болти з зовнішньої шестигранною головкою діаметра d = М16. Кришку масло заливного люка кріпимо болтами d = М8.
Кріплення напівмуфт до валу електродвигуна і до валу редуктора здійснюється за допомогою призматичних шпонок.
Кріплення кришок до корпусу редуктора здійснюється: для швидкохідного валу - болтами М12; для тихохідного - болтами М12.
Для кріплення редуктора, а також насосної станції до плити (рами) застосовуємо - болти М20.
Для кріплення рам до підлоги цеху застосовуємо фундаментні болти згідно з ГОСТ 7793.
ЛІТЕРАТУРА
1.Курсовое проектування деталей машин: Справ. посібник. У 2-х частинах. А. В. Кузьмін та др.-Мн. Обчислюємо. Школа, 1982.-208 с.
2. Деталі машин. Проектування: Учеб посібник / Л. В. Курмаз, О.Т. Скойбеда.-Мн.: УП "Технопрінт", 2001.-290 с.
3.Іванов М.М. Деталі машін.-М.: Вищ. Школа, 1976