Разработка цилиндрического редуктора для привода станции (стр. 1 из 2)

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_ррK_регK₀K_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

Наружныедиаметрызвездочек:

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=P₁K_эx6x10⁴/ z₁P_tn₁B_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_уHHB₁(N_Hlim/(60 N1L_hK_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у]_H2= K_уHHB₂(N_Hlim/(60 N2L_hK_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у]_H1=600 МПа

[у]_H2=576 МПа

[у]_H=588 Мпа

300 ≤ [у]_F1= K_уFHB₁(N_Flim/(60 N1L_hK_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у]_F2= K_уFHB₂(N_Flim/(60 N1L_hK_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_wcos(в+Дв))/20(u+1)=5,9 мм

Принимаем m=6 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z₁=2a_wcos(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_tK_H(u+1)/ b_wd₂)^1/2=246 МПа;

у_F1=Y_FS1F_tK_H/b_wm=83 МПа;

у_F2=Y_FS2F_tK_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_уHHB₁(N_Hlim/(60 N1L_hK_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у]_H2= K_уHHB₂(N_Hlim/(60 N2L_hK_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у]_H1=600 МПа

[у]_H2=576 МПа

[у]_H=588 Мпа

300 ≤ [у]_F1= K_уFHB₁(N_Flim/(60 N1L_hK_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у]_F2= K_уFHB₂(N_Flim/(60 N1L_hK_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: