Курсова

Розрахунок редуктора

Вступ 1.3 Кінематичний розрахунок редуктора 2. Розрахунок закритої черв'ячної передачі 2.1 Вибір матеріалів 2.2 Визначення напруг, що допускаються 3. Розрахунок ланцюгової передачі 3.1. Вибір ланцюга 3.2. Перевірка ланцюга. 3.3. Число ланок ланцюга 3.5. Діаметри ділильних кіл зірочок 3.6. Діаметри зовнішніх кіл зірочок 3.7. Визначення сил, що діють на ланцюг 4. Навантаження валів редуктора 5.1 Вибір матеріалу валів 6. Перевірочний розрахунок валів 6.1 Розрахунок черв'ячного валу 9. Змащення редуктора 10. Вибір та розрахунок муфти

Вихідні дані:

Потужність приводу -

Частота обертання вихідного валу -

Ресурс роботи -

Коефіцієнт річного використання - .

Коефіцієнт добового використання - .

Кінематична схема приводу

Вступ

Привід механізму служить передачі обертання від валу електродвигуна на виконавчий механізм.

1. Визначення вихідних даних для розрахунку редуктора

1.1 Вибір та перевірка електродвигуна

Попередньо визначимо ККД приводу.

Загалом к.п.д. передачі визначається за такою формулою:

де – к.п.д. окремих елементів приводу.

Для приводу даної конструкції к.п.д. визначається за формулою:

де – к.п.д. підшипників кочення; ;

К.п.д. черв'ячної передачі; ;

К.п.д. ланцюгової передачі; ;

К.п.д. муфти; .

Розрахуємо необхідну потужність двигуна:

Вибираємо двигун серії АІР із номінальною потужністю Рном = 5,5 кВт, застосувавши до розрахунку чотири варіанти типу двигуна (див. таблицю 1.1)

Таблиця 1.1

варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність Рном, кВт	Частота обертання, об/хв
						синхронна	при номінальному режимі nном
	АІР100 L 2У3	5 ,5	3000	2 850
	АІР 112M4 У3	5 ,5	1500	14 32
	АІР 132S 6У3	5 ,5	1000	9 60
	АІР 132M8 У3	5 ,5

1.2 Визначення передавального числаприводу та його щаблів

Знаходимо загальне передатне число для кожного з варіантів:

u = n ном /n вих = n ном /70.

Виробляємо розбивку загального передавального числа, приймаючи для всіх варіантів передавальне число редуктора uчп = 20:

U рп = u/u зп = u/20.

Дані розрахунку зводимо до таблиці 1.2

Таблиця 1.2

Передавальне число	Варіанти
Загальне для приводу	40 , 7	20 , 5	13,7	10 ,2
Плоскорім'яної передачі	2 , 04	1 , 02	0 , 685	0 , 501
Зубчастого редуктора

З розглянутих чотирьох варіантів вибираємо перший (u = 2,04; nном = 3000 об/хв).

1. 3 Кінематичний розрахунок редуктора

Відповідно до завдання загальне передатне число приводу дорівнює:

Частота обертання валу електродвигуна та вхідного валу редуктора.

Частота обертання вихідного валу редуктора

Частота обертання валу транспортера

Відсоток фактичного передавального числа щодо номінального:

Оскільки при виконується умова, робимо висновок, що кінематичний розрахунок виконаний задовільно.

Потужності, що передаються окремими частинами приводу:

Кутові швидкості зубчастих коліс:

Обертальні моменти:

Результати розрахунків зведемо до таблиці 1.3.

Таблиця 1.3

Результати кінематичного розрахунку.

Параметри	Вал №1	Вал №2	Вал №3
	2850	142,5
	4,92	4,091	3, 8
	16,5	274,3	519,8
		2,04
ω , рад/с	298,3	14,915	7,31

Визначимо час роботи приводу:

Годинник.

2 . Розрахунок закритої черв'ячної передачі

2.1 Вибір матеріалів

Приймаємо для черв'яка сталь 40Х із загартуванням до твердості Н RC 45 та наступним шліфуванням.

Приймемо попередньо швидкість ковзання у зачепленні

М/с.

Для вінця черв'ячного колеса приймаємо бронзу Бр010Ф1Н1 (відливка відцентрова).

Таблиця 2.1

Матеріали зубчастих коліс

	Твердість та термічна обробка	Межа міцності	Межа плинності
Черв'як	Н RC 45-загартування	900 МПа	750 МПа
Колесо	Бр010Ф1Н1 | відливка відцентрова	285МПа	1 65 МПа

2.2 Визначення допустимих напруг

Для коліс, виготовлених з матеріалів групи I/1, c. 31/:

де 0,9 для черв'яків з твердістю на поверхні витків >45H RC

МПа

МПа.

Допустима напруга на вигин

де T та ВР межі плинності та міцності бронзи при розтягуванні; N FE еквівалентне число циклів навантаження зубів по згинальній витривалості.

Еквівалентна кількість циклів навантаження:

Розрахунок напруги, що допускається на вигин:

2.3 Визначення геометричних параметрівпередачі

Міжосьова відстань

Приймаємо а w = 160 мм.

Для передавального числа U=20 приймаємо Z1=2.

Звідки кількість зубів черв'ячного колеса Z 2 = U · Z 1 = 20 · 2 = 40.

Визначимо модуль зачеплення.

Приймаємо m = 6,3 мм.

Коефіцієнт діаметра черв'яка q = (0,212 ... 0,25) · Z 2 = 8,48 ... 10 .

Приймаємо q =10.

Міжосьова відстань при стандартних значеннях та:

Основні розміри черв'яка:

ділильний діаметр черв'яка

діаметр вершин витків черв'яка

діаметр западин витків черв'яка

довжина нарізаної частини шліфованого черв'яка

приймаємо

ділильний кут підйому витка

Основні розміри вінця черв'ячного колеса:

ділильний діаметр черв'ячного колеса

діаметр вершин зубів черв'ячного колеса

діаметр западин зубів черв'ячного колеса

найбільший діаметр черв'ячного колеса

ширина вінця черв'ячного колеса

2.4 Перевірочні розрахунки передачі за напругою

Окружна швидкість черв'яка

Перевірка контактної напруги.

Уточнюємо ККД черв'ячної передачі:

Коефіцієнт тертя, кут тертя при даній швидкості ковзання.

За ГОСТ 3675-81 призначаємо 8 ступінь точності передачі.

Коефіцієнт динамічності

Коефіцієнт розподілу навантаження: де коефіцієнт деформації черв'яка, допоміжний коефіцієнт.

Звідси:

Коефіцієнт навантаження

Перевіряємо контактну напругу

Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин:

Еквівалентна кількість зубів

Коефіцієнт форми зуба

Напруга вигину, що нижче обчисленого раніше.

Результати розрахунку заносимо до табл. 2.2.

Таблиця 2.2

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжосьове відстань, мм		ККД	0,845
Модуль, мм		ширина вінця черв'ячного колеса, мм
Коефіцієнт діаметра черв'яка q		довжина нарізаної частини шліфованого черв'яка, мм
Ділильний кут підйому витків черв'яка		Діаметри черв'яка, мм:	75,6 47,88
		Діаметри черв'яка, мм:	264,6 236,88

3. Розрахунок ланцюгової передачі.

Таблиця 3.1.

Передача
Передавальні відносини	2,04
Крутний момент на провідній зірочці Т 23 , Нм	2743 00
Крутний момент на веденій зірочці Т 4 , Нм	5198 00
Кутова швидкість провідної зірочки, рад/с	14,91 5
Частота обертання веденої зірочки, рад/с	7,31

3.1. Вибір ланцюга.

Вибираємо ланцюг приводний роликовий (за ГОСТ 1356875) і визначаємо його крок за формулою:

Попередньо обчислюємо величини, що входять до цієї формули:

Обертальний момент на валу провідної зірочки

Коефіцієнт K е = k д k а k н k р k см k п;

з джерела /2/ приймаємо: k д = 1,25 (передача характеризується помірними ударами);

k а =1[оскільки слід прийняти а=(30-50) t];

k н =1(при будь-якому нахилі ланцюга);

k р = 1 (регулювання натягу ланцюга автоматичне);

k см =1,5(змазування ланцюга періодичне);

k п =1(робота за одну зміну).

Отже, Ке = 1,25 1,5=1,875;

Числа зубів зірочок:

провідною z 2 =1-2 u =31-2 2,04 = 27

веденою z 3 =1 u =27 2,04 = 54;

Середнє значення [ p ] приймаємо орієнтовно за таблицею /2/: [ p ]=36МПа; число рядів ланцюга m = 2;

Знаходимо крок ланцюга

22,24 мм.

За таблицею /2/ приймаємо найближче значення t =25,4 мм; проекція опорної поверхні шарніра Аоп =359 мм Q =113,4 кН; q = 5,0 кг/м.

3.2. Перевірка ланцюга.

Перевіряємо ланцюг за двома показниками:

По частоті обертання, що допускається для ланцюга з кроком t =25,4 мм частота обертання [ n 1 ]=800 об/хв, умова n 1 [n 1] виконано;

По тиску в шарнірах для даного ланцюга значення [ p ]=29 МПа, і з урахуванням примітки зменшуємо на 15% [ p ]=24,7; розрахунковий тиск:

де

Умова p [p] виконана.

3.3. Число ланок ланцюга.

Визначаємо кількість ланок ланцюга.

Округлюємо до парного числа L t =121.

3.4. Уточнення міжосьової відстані

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0.4%, 1016 0,004 = 4,064 мм.

3.5. Діаметри ділильних кіл зірочок.

3.6. Діаметри зовнішніх кіл зірочок.

тут d 1 Діаметр ролика ланцюга: за таблицею /2/ d1 = 15,88 мм.

3.7. Визначення сил, які діють ланцюг.

окружна Ft = 2512 Н;

відцентрова F v = qv 2 = 5  1,629 2 = 13,27 Н;

від провисання ланцюга F f =9,81 k f qa =9,81  1,5  5  1,016=74,75 H;

3.8. Перевірка коефіцієнта запасу міцності

По таблиці /2/ [s] = 7,6

Умова s [s] виконана.

Таблиця 3.2. Результати розрахунку

Розрахований параметр	Позначення	Розмірність	Чисельне значення
1. Міжосьова відстань	А 23	мм	1 016
2. Число зубів провідної зірочки
3. Число зубів веденої зірочки
6. Діаметр діловий кола провідної зірочки	d д2	мм	218, 7 9
7. Діаметр ділового кола веденої зірочки	d д3	мм	43 6 ,84
9. Діаметр зовнішнього кола провідної зірочки	D e 2	мм	230,17
10. Діаметр зовнішнього кола веденої зірочки	De 3	мм	448,96
16. Окружна сила			2512
17. Відцентрова сила			13,27
18. Сила від провисання ланцюга			74 , 75
F п		2661, 5

4. Навантаження валів редуктора

Визначення сил у зачепленні закритої передачі

а) Окружні сили

б) Радіальні сили

в) осьові сили

Визначення консольних сил

Визначимо сили, що діють із боку відкритої передачі:

З боку муфти

F м = 75  =75  = 1242 Н.

Силова схеманавантаження валів редуктора представлено малюнку 4.1.

Малюнок 4.1. Схема навантаження валів черв'ячного редуктора.

5. Проектний розрахунок. Ескізне компонування редуктора

5.1 Вибір матеріалу валів

5.2 Вибір напруг, що допускаються, на кручення

Проектний розрахунок виконуємо за напругою кручення, при цьому приймаємо [до] = 15 ... 25Н / мм 2 .

5.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Схема до розрахунку представлена ​​на малюнку 5.1

Малюнок 5.1 Черв'як.

Діаметр вихідного кінця ведучого валу знаходимо за формулою

мм,

де [τ До ] - допустима напруга на кручення; [τК] = 15 МПа.

Узгодивши з діаметром вихідної ділянки електродвигуна ( d ед = 28 мм) підвстановлення стандартної муфти, приймаємо d в1 = 30 мм.

де t висота буртика

t (h t 1 )+0.5,

h Висота шпонки, h = 8 мм

t 1 глибина паза маточини, t 1 =5 мм, значить t (85) +0.5, t 3,5, приймаємо t =4.

приймаємо

мм, приймаємо 45 мм.

де r радіус заокруглення внутрішнього кільця підшипника, r =1.5

приймаємо.

Черв'як конструюємо заодно з валом - вал-черв'як.

Вал колеса редуктора розраховуємо аналогічно.

Схема до розрахунку валу колеса представлена ​​малюнку 5.2

Малюнок 5.2 Вал колеса

Діаметр вихідного кінця валу

Приймаємо

орієнтовне значення діаметра буртика валу:

Висота шпонки h =10 мм, глибина паза шпонки t 1 = 6 мм,

означає t (106) +0.5, t 4,5, приймаємо t =5.

приймаємо

Діаметр валу під підшипники:

мм, приймаємо 70 мм.

– орієнтовне значення діаметра буртика для упору підшипників:

де r = 2.5

приймаємо

Черв'ячне колесо виконується збірним центр із сірого чавуну СЧ-21-40, а зубчастий вінець з бронзи Бр010Ф1Н1. Зубчастий вінець з'єднаний з центром колеса посадкою з натягом та гвинтовим кріпленням.

Визначимо конструктивні елементи центру колеса.

Товщина обода центру колеса.

мм.

Приймаємо мм.

Товщина диска центр колеса.

Мм.

Приймаємо мм.

Діаметр центрального отвору центру колеса

Мм.

Зовнішній діаметр маточини колеса

Мм.

Приймаємо мм.

Довжина маточини

мм.

Приймаємо мм.

Малюнок 5.3 Конструкція черв'ячного колеса

Визначимо товщину обода для черв'ячного колеса у найтоншому місці.

Мм.

Приймаємо мм.

Діаметр з'єднання зубчастого вінця з центром колеса

Приймаємо мм.

5.4 Попередній вибір підшипників кочення

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії за ГОСТ 4338-75; габарити підшипників вибираємо по діаметру валу в місці посадки підшипників. d п1 = 45 мм та d п2 = 70 мм.

За каталогом підшипників вибираємо підшипники.

Таблиця 5.1 Характеристики обраних підшипників

Умовне позначенняпідшипника	Розміри, мм			Вантажопідйомність, кН
					З
7309А
7214А			26,25
				52,7

5.5 Ескізна компоновка редуктора

Визначаємо розміри для побудови ескізного компонування.

а) зазор між внутрішньою стінкою корпусу і колесом, що обертається:

х = 8 ... 10 мм, приймаємо х = 10 мм.

б) відстань між дном корпусу та черв'ячним колесом:

у=30 мм

6. Перевірочний розрахунок валів

6.1 Розрахунок черв'ячного валу

6.1.1 Схема навантаження черв'яка

Малюнок 6.1 Схема навантаження ведучого валу

у площині xy

у площині yz

Сумарні згинальні моменти

6.1.2 Уточнений розрахунок валу

Перевіримо правильність визначення діаметра валу в перерізі під хробаком

Для валу приймаємо сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообробка поліпшення НВ 240 ... 255

Межі витривалості

d = 45мм

Момент опору перерізу

6.1.3 Розрахунок валу на втому

Середня напруга вигину

де, - масштабні фактори,

де згідно з табл.

При проточці.

Тоді

Остаточно отримаємо

6.1.4 Розрахунок підшипників

де: V V =1 при обертанні внутрішнього кільця.- коефіцієнт безпеки для редукторів всіх конструкцій. - температурний коефіцієнт, при t≤100°С

Для опори як найбільш навантаженої

Тоді

оскільки X=1, Y=0.

6.2. Розрахунок тихохідного валу.

6.2.1 Схема навантаження тихохідного валу

Малюнок 6.2 Схема навантаження тихохідного валу.

у площині x у.

у площині yz

Сумарні згинальні моменти

6.2.2 Уточнений розрахунок валу

Перевіримо правильність визначення діаметра валу в перерізі під черв'ячним колесом

Еквівалентний згинальний момент у перерізі

Для валу приймаємо сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообробка поліпшення НВ 240 ... 255,

Межі витривалості

Допустима напруга вигину

де: - Масштабний фактор. При d = 70мм

Коефіцієнт запасу міцності. Приймаємо

Коефіцієнт концентрації напруги для шпоночного з'єднання

Момент опору перерізу

Напруга в перерізі менша, ніж допускається, тому остаточно приймаємо діаметр валу в місці установки підшипника.

6.2.3 Розрахунок валу на втому

Приймаємо, що нормальні напруги від вигину змінюються за симетричним циклом, а дотичні від кручення по пульсуючому.

Найбільш небезпечним є переріз у місці розташування черв'яка.

Моменти опору перерізу

Амплітуда та середня напруга циклу дотичних напруг

Амплітуда нормальних напругвигину

Середня напруга вигину

Коефіцієнти запасу втомної міцності за нормальним і дотичним напруженням

де, - масштабні фактори,

Коефіцієнти концентрації напруги з урахуванням впливів шорсткості поверхні.

де згідно з табл.

Коефіцієнти впливу шорсткості поверхні

При проточці.

Тоді

За відсутності зміцнення валу.

Коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напруги.

Остаточно отримаємо

Так як, то вал досить міцний.

6.2.4 Розрахунок підшипників

Еквівалентне динамічне навантаження підшипника визначимо за формулою:

де:Vкоефіцієнт обертання кільця.V=1 при обертанні внутрішнього кільця.

- Коефіцієнт безпеки. для редуктора всіх конструкцій.

- температурний коефіцієнт, при t≤100°С.

Для опориDяк найбільш навантаженою

тоді

Оскільки X=1, Y=0.

Розрахункова довговічність підшипника

Так як термін служби редуктора, підшипник підібраний правильно.

7. Конструктивне компонування приводу

Товщина стінки корпусу та кришки

приймаємо

приймаємо

Товщина нижнього пояса (фланця)

Товщина верхнього пояса (фланця)

Товщина нижнього пояса корпусу

Товщина ребер основи корпусу

Товщина ребер кришки

Діаметр фундаментних болтів

приймаємо

Ширина лапи при установці гвинта із шестигранною головкою

Відстань від осі гвинта до краю лапи

приймаємо

Товщина лапи корпусу

приймаємо

Інші розміри приймаємо конструктивно при побудові креслення.

8. Перевірка шпонкових з'єднань

Розміри шпонок вибираємо, залежно від діаметра валу

Приймаємо шпонки призматичні згідно з ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок сталь 45 нормалізована. Допустима напруга зім'яття бічної поверхні, довжину шпонки приймаємо на 5...10мм менше довжини маточини.

Умови міцності

З'єднання валу із зубчастим колесом 2, діаметр з'єднання 45мм.

Перетин шпонки, довжина шпонки 40 мм.

Розрахунок інших шпонок у редукторі представимо у вигляді таблиці

Таблиця 8.1 Розрахунок шпонкових з'єднань.

№ валу	, Нм	dв,мм			L, мм
I	16,5	30	10х8	5	40	12,2
II	274,3	50	16х10	6	80	42,6
II	274,3	80	22х14	9	70	28,6

Таким чином, всі шпонкові з'єднання забезпечують задану міцність і передають момент, що обертає.

9. Змащення редуктора

Змащування зубчастого зачеплення проводиться зануренням зубчастого колеса в масло, що заливається всередину корпусу рівня, що забезпечує занурення коліс приблизно 15…20мм.

Об'єм масляної ванни V, м3 , визначаємо з розрахунку олії на 1 кВт потужності, що передається.

При внутрішніх розмірах корпусу редуктора: = 415 мм L = 145 мм, визначимо необхідну висоту масла в корпусі редуктора

Приймаємо олію індустріальну Н100А ГОСТ 20799-75.

При окружній швидкості коліс більше 1м/с бризками олії покриваються всі деталі передач і внутрішніх поверхонь стінок, краплі олії, що стікають з цих елементів, потрапляють у підшипники.

10. Вибір та розрахунок муфти

Виходячи з умов роботи даного приводу, вибираємо муфту пружну втулково - пальцеву, з наступними параметрами Т = 125Нм,d= 30мм,D= 120мм,L= 165 мм,l= 82 мм.

Рис 10.1. Ескіз муфти

Граничні усунення валів:

-радіальні;

-кутові;

-осьові.

10.1. Перевіряємо на зминання пружні елементи, у припущенні рівномірного розподілу навантаження між пальцями:

,

де - крутний момент, Нм,

- Діаметр пальця,

- Довжина пружного елемента,

- Число пальців, = 6, тому що< 125 Нм

10.2 Розраховуємо на згинання пальців (Сталь 45).

з зазор між напівмуфтами, з = 3 ... 5 мм.

Вибрана муфта придатна для використання у цьому приводі.

Висновок

Електродвигун перетворює електричну енергію на механічну, вал двигуна здійснює обертальний рух, але число обертів валу двигуна дуже велике для швидкості руху робочого органу. Для зниження числа обертів і збільшення моменту обертання служить даний редуктор.

У цьому курсовому проекті розроблено одноступінчастий черв'ячний редуктор. Мета роботи вивчити основи конструювання та отримати навички інженера-конструктора.

До важливих вимог проектування відноситься економічність у виготовленні та експлуатації, зручність в обслуговуванні та ремонті, надійність та довговічність редуктора.

У пояснювальній записці виконано розрахунок необхідний конструювання приводу механізму.

Список використаних джерел

1. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів та деталей машин-М.: Вища школа, 2008, - 447 с.

2. Кіркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Розрахунок та проектування деталей машин. - Х.: Основа, 2010, - 276 с.

3. Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машин. - М: Машинобудування, 2008, - 416 с.

4. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навч. посібник для технікумів. М.: Вищ. шк., 2010. 432с.

Опис програми

Програма написана в Exsel, дуже проста у користуванні та освоєнні. Розрахунок проводиться за методикою Чернаського.
1. Вихідні дані:
1.1. Допустима контактна напруга, Мпа;
1.2. Прийняте передатне відношення, U;
1.3. Обертальний момент на валу шестерні t1, кН*мм;
1.4. Обертальний момент на валу колеса t2, кН*мм;
1.5. Коефіцієнт;
1.6. Коефіцієнт ширини вінця міжосьової відстані.

2. Стандартний окружний модуль, мм:
2.1. допустиме хв;
2.2. Допустиме макс;
2.3 Приймається за ГОСТ.

3. Розрахунок кількості зубів:
3.1. Прийняте передатне відношення, u;
3.2. Прийнята міжосьова відстань, мм;
3.3. Прийнятий модуль зачеплення;
3.4. Кількість зубів шестерні (прийнята);
3.5. Кількість зубів колеса (прийнята).

4. Розрахунок діаметрів коліс;
4.1. Розрахунок ділильних діаметрів шестерні та колеса, мм;
4.2. Розрахунок діаметрів вершин зубів, мм.

5. Розрахунок інших параметрів:
5.1. Розрахунок ширини шестерні та колеса, мм;
5.2. Окружна швидкість шестірні.

6. Перевірка контактної напруги;
6.1. Розрахунок контактної напруги, Мпа;
6.2. Порівняння з допустимою контактною напругою.

7. Сили у зачепленні;
7.1. Розрахунок окружної сили Н;
7.2. Розрахунок радіальної сили, Н;
7.3. Еквівалентна кількість зубів;

8. Допустима напруга вигину:
8.1. Вибір матеріалу шестерні та колеса;
8.2. Розрахунок допустимої напруги

9. Перевірка з напруги вигину;
9.1. Розрахунок напруги вигину шестерні та колеса;
9.2. Виконання умов.

коротка характеристикапрямозубої циліндричної передачі

Прямозуба циліндрична передача є найпоширенішою механічною передачею із безпосереднім контактом. Прямозуба передача менш витривала, ніж інші подібні та менш довговічна. У такій передачі при роботі навантажується лише один зуб, а також створюється вібрація під час роботи механізму. За рахунок цього використовувати таку передачу на великих швидкостях неможливо і недоцільно. Термін служби прямозубої циліндричної передачі набагато нижче, ніж інших зубчастих передач (косозубих, шевронних, криволінійних і т.д.). Основними перевагами такої передачі є легкість виготовлення та відсутність осьової сили в опорах, що знижує складність опор редуктора, а відповідно знижує вартість самого редуктора.

Інженер-конструктор є творцем нової техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою визначаються темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до найскладніших проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху під час створення нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням дедалі більшого числа факторів, що базуються на даних різних наук. Під час виконання проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних та експериментальних дослідженнях, що належать до об'ємної та контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовують відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення тощо. Все це сприяє розвитку самостійності та творчого підходу до поставлених проблем.

При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрою) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення та характер зміни навантаження, необхідна довговічність, надійність, ККД, маса та габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати.

З усіх видів передач зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість та втрати на тертя. Коефіцієнт втрат однієї зубчастої пари при ретельному виконанні та належному мастилі не перевищує зазвичай 0,01. Зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами мають велику надійність в роботі, сталість передавального відношення через відсутність прослизання, можливість застосування в широкому діапазоні швидкостей і передатних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширеннязубчастих передач; вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (у приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат.

До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення та шум при роботі зі значними швидкостями.

Косозубі колеса застосовують для відповідальних передач при середніх та високих швидкостях. Обсяг їхнього застосування – понад 30% обсягу застосування всіх циліндричних коліс у машинах; і це відсоток безупинно зростає. Косозубі колеса з твердими поверхнями зубів вимагають підвищеного захисту від забруднень, щоб уникнути нерівномірного зношування по довжині контактних ліній та небезпеки фарбування.

Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, у тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати за допомогою аналогів. Для курсового проекту переважні об'єкти, які не тільки добре поширені і мають велике практичне значення, але й не схильні до найближчого майбутнього морального старіння.

Існують різні типимеханічних передач: циліндричні та конічні, з прямими зубами та косозубі, гіпоїдні, черв'якові, глобоїдні, одно- та багатопотокові тощо. Це народжує питання вибору найбільш раціонального варіанта передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи і вібронавантаженість, технологічні вимоги, кількість виробів.

При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристикматеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: у редукторах загального призначення- 85%, в дорожніх машинах– 75%, у автомобілях – 10% тощо.

Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Більшість вироблюваної нині енергії посідає механічні передачітому їх ККД певною мірою визначає експлуатаційні витрати.

Найбільш повно вимоги зниження маси та габаритних розмірівзадовольняє привід з використанням електродвигуна та редуктора із зовнішнім зачепленням.

Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок

За табл. 1.1 приймемо такі значення ККД:

– для закритої зубчастої циліндричної передачі: h1 = 0,975

– для закритої зубчастої циліндричної передачі: h2 = 0,975

Загальний ККД приводу буде:

h = h1 · … · hn · hпідш. 3 · hмуфти2 = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 = 0,886

де hпідш. = 0,99 - ККД одного підшипника.

hмуфти = 0,98 - ККД однієї муфти.

Кутова швидкість на вихідному валу буде:

wвих. = 2 · V / D = 2 · 3 · 103 / 320 = 18,75 рад/с

Необхідна потужність двигуна буде:

Pреб. = F · V / h = 3,5 · 3 / 0,886 = 11,851 кВт

У таблиці П. 1 (див. додаток) за необхідною потужністю вибираємо електродвигун 160S4, із синхронною частотою обертання 1500 об/хв, з параметрами: Pдвіг.=15 кВт та ковзанням 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання nдвіг. = 1500-1500 · 2,3 / 100 = 1465,5 об / хв, кутова швидкість wдвиг. = p · nдвиг. / 30 = 3,14 · 1465,5 / 30 = 153,467 рад/с.

Загальне передатне відношення:

u = wвхід. / wвих. = 153,467/18,75 = 8,185

Для передачі вибрали наступні передавальні числа:

Розраховані частоти та кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:

Потужності на валах:

P1 = Pтреб. · hпідш. · h (муфти 1) = 11,851 · 103 · 0,99 · 0,98 = 11497,84 Вт

P2 = P1 · h1 · hпідш. = 11497,84 · 0,975 · 0,99 = 11098,29 Вт

P3 = P2 · h2 · hпідш. = 11098,29 · 0,975 · 0,99 = 10393,388 Вт

Обертальні моменти на валах:

T1 = P1 / w1 = (11497,84 · 103) / 153,467 = 74920,602 Н · мм

T2 = P2 / w2 = (11098,29 · 103) / 48,72 = 227797,414 Н · мм

T3 = P3 / w3 = (10393,388 · 103) / 19,488 = 533322,455 Н · мм

За таблицею П. 1 (див. додаток підручника Чернавського) обраний електродвигун 160S4, із синхронною частотою обертання 1500 об/хв, з потужністю Pдвіг.=15 кВт та ковзанням 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання nдвіг. = 1465,5 об/хв.

Передавальні числа та ККД передач

Розраховані частоти, кутові швидкості обертання валів та моменти на валах

2. Розрахунок 1-ї зубчастої циліндричної передачі

Діаметр маточини: dступ = (1,5 ... 1,8) · dвала = 1,5 · 50 = 75 мм.

Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) · dвала = 0,8 · 50 = 40 мм = 50 мм.

5.4 Циліндричне колесо 2-ї передачі

Діаметр маточини: dступ = (1,5 ... 1,8) · dвала = 1,5 · 65 = 97,5 мм. = 98 мм.

Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) · dвала = 1 · 65 = 65 мм

Товщина обода: dо = (2,5 ... 4) · Mn = 2,5 · 2 = 5 мм.

Так як товщина обода повинна бути не менше 8 мм, приймаємо dо = 8 мм.

де mn = 2 мм – нормальний модуль.

Товщина диска: С = (0,2 ... 0,3) · b2 = 0,2 · 45 = 9 мм

де b2 = 45 мм – ширина зубчастого вінця.

Товщина ребер: s = 0,8 · C = 0,8 · 9 = 7,2 мм = 7 мм.

Внутрішній діаметр обода:

Dобода = Da2 - 2 · (2 ​​· mn + do) = 262 - 2 · (2 ​​· 2 + 8) = 238 мм

Діаметр центрового кола:

DC відп. = 0,5 · (Doboda + dступ.) = 0,5 · (238 + 98) = 168 мм = 169 мм

де Doбода = 238 мм – внутрішній діаметр обода.

Діаметр отворів: Dотв. = Doboda - dступ.) / 4 = (238 - 98) / 4 = 35 мм

Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм

6. Вибір муфт

6.1 Вибір муфти на вхідному валу приводу

Так як немає необхідності у великих компенсуючих здібностях муфт і, в процесі монтажу та експлуатації дотримується достатня співвісність валів, то можливий підбір пружної муфти з гумовою зірочкою. Муфти мають велику радіальну, кутову і осьову жорсткість. Вибір муфти пружною з гумовою зірочкою проводиться в залежності від діаметрів валів, що з'єднуються, розрахункового передається крутного моменту і максимально допустимої частоти обертання валу. Діаметри валів, що з'єднуються:

d (ел. Двигун.) = 42 мм;

d (1-го валу) = 36 мм;

Переданий крутний момент через муфту:

T = 74,921 Н · м

Розрахунковий крутний момент, що передається через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 74,921 = 112,381 Н · м

тут kр = 1,5 - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації; значення його наведено у таблиці 11.3.

Частота обертання муфти:

n = 1465,5 об./хв.

Вибираємо пружну муфту з гумовою зірочкою 250-42-1-36-1-У3 ГОСТ 14084-93 (за табл. К23) Для розрахункового моменту більше 16 Н·м число «променів» зірочки буде 6.

Радіальна сила, з якою муфта пружна зі зірочкою діє на вал, дорівнює:

Fм = СDr · Dr,

де: СDr = 1320 Н/мм – радіальна жорсткість цієї муфти; Dr = 0,4 мм – радіальне усунення. Тоді:

Крутний момент на валу Tкр. = 227797,414 H · мм.

2 перетин

Діаметр валу у цьому перерізі D = 50 мм. Концентрація напруг обумовлена ​​наявністю двох шпонкових канавок. Ширина канавки шпонки b = 14 мм, глибина канавки шпонки t1 = 5,5 мм.

sv = Mізг. / Wнетто = 256626,659 / 9222,261 = 27,827 МПа,

3,142 · 503 / 32 - 14 · 5,5 · (50 - 5,5) 2 / 50 = 9222,261 мм 3

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 502 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,

- ys = 0,2 - див. стор. 164;

- es = 0,85 - знаходимо за таблицею 8.8;

Ss = 335,4/((1,8/(0,85 · 0,97)) · 27,827 + 0,2 · 0) = 5,521.

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 21494,108 = 5,299 МПа,

3,142 · 503 / 16 - 14 · 5,5 · (50 - 5,5) 2 / 50 = 21494,108 мм 3

де b = 14 мм - ширина паза шпонки; t1=5,5 мм – глибина шпонкового паза;

– yt = 0.1 – див. стор. 166;

- et = 0,73 - знаходимо за таблицею 8.8;

St = 194,532/((1,7/(0,73 · 0,97)) · 5,299 + 0,1 · 5,299) = 14,68.

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 5,521 · 14,68 / (5,5212 + 14,682) 1/2 = 5,168

3 перетин

Діаметр валу у цьому перерізі D = 55 мм. Концентрація напруг обумовлена ​​наявністю двох шпонкових канавок. Ширина канавки шпонки b = 16 мм, глибина канавки шпонки t1 = 6 мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругами:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

sv = Mізг. / Wнетто = 187629,063 / 12142,991 = 15,452 МПа,

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / D =

3,142 · 553 / 32 - 16 · 6 · (55 - 6) 2 / 55 = 12142,991 мм 3

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,

- ys = 0,2 - див. стор. 164;

- b = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162;

- ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5;

Ss = 335,4/((1,8/(0,82 · 0,97)) · 15,452 + 0,2 · 0) = 9,592.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичною напругою:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

– амплітуда та середня напруга нульового циклу:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 28476,818 = 4 МПа,

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / D =

3,142 · 553 / 16 - 16 · 6 · (55 - 6) 2 / 55 = 28476,818 мм 3

де b = 16 мм - ширина паза шпонки; t1=6 мм – глибина паза шпонки;

– yt = 0.1 – див. стор. 166;

– b = 0.97 – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор. 162 .

- kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5;

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 4 + 0,1 · 4) = 18,679.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 9,592 · 18,679 / (9,5922 + 18,6792) 1/2 = 8,533

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить за міцністю.

12.3 Розрахунок 3-го валу

Крутний момент на валу Tкр. = 533322,455 H · мм.

Для цього валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:

- Межа міцності sb = 780 МПа;

– межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

– межа витривалості сталі при симетричному циклі крутіння

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

1 перетин

Діаметр валу у цьому перерізі D = 55 мм. Цей переріз при передачі моменту, що обертає, через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напруги викликає наявність шпонкової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичною напругою:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

– амплітуда та середня напруга нульового циклу:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 30572,237 = 8,722 МПа,

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / (2 · D) =

3,142 · 553 / 16 - 16 · 6 · (55 - 6) 2 / (2 · 55) = 30572,237 мм 3

де b = 16 мм - ширина паза шпонки; t1=6 мм – глибина паза шпонки;

– yt = 0.1 – див. стор. 166;

– b = 0.97 – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор. 162 .

- kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5;

- et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8;

St = 194,532/((1,7/(0,7 · 0,97)) · 8,722 + 0,1 · 8,722) = 8,566.

Радіальна сила муфти, що діє на вал, знайдена в розділі «Вибір муфт» і дорівнює Fмуфт. = 225 Н. Прийнявши біля валу довжину посадкової частини рівної довжині l = 225 мм, знаходимо згинальний момент у перерізі:

Мізг. = Tмуфт. · l / 2 = 2160 · 225 / 2 = 243000 Н · мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругами:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

sv = Mізг. / Wнетто = 73028,93 / 14238,409 = 17,067 МПа,

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / (2 · D) =

3,142 · 553 / 32 - 16 · 6 · (55 - 6) 2/ (2 · 55) = 14238,409 мм 3 ,

де b = 16 мм - ширина паза шпонки; t1=6 мм – глибина паза шпонки;

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, де

Fa = 0 МПа - поздовжня сила в перерізі,

- ys = 0,2 - див. стор. 164;

- b = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162;

- ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5;

- es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8;

Ss = 335,4/((1,8/(0,82 · 0,97)) · 17,067 + 0,2 · 0) = 8,684.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 8,684 · 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 = 6,098

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить за міцністю.

2 перетин

Діаметр валу у цьому перерізі D = 60 мм. Концентрація напруг обумовлена ​​посадкою підшипника з гарантованим натягом (див. табл. 8.7).

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругами:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

sv = Mізг. / Wнетто = 280800 / 21205,75 = 13,242 МПа,

Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 603 / 32 = 21205,75 мм 3

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 602 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,

- ys = 0,2 - див. стор. 164;

- b = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162;

– ks/es = 3,102 – знаходимо за таблицею 8.7;

Ss = 335,4/((3,102/0,97) · 13,242 + 0,2 · 0) = 7,92.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичною напругою:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

– амплітуда та середня напруга нульового циклу:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 42411,501 = 6,287 МПа,

Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 603 / 16 = 42411,501 мм 3

– yt = 0.1 – див. стор. 166;

– b = 0.97 – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор. 162 .

– kt/et = 2,202 – знаходимо за таблицею 8.7;

St = 194,532/((2,202/0,97) · 6,287 + 0,1 · 6,287) = 13,055.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,92 · 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 = 6,771

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить за міцністю.

3 перетин

Діаметр валу у цьому перерізі D = 65 мм. Концентрація напруг обумовлена ​​наявністю двох шпонкових канавок. Ширина канавки шпонки b = 18 мм, глибина канавки шпонки t1 = 7 мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругами:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

sv = Mізг. / Wнетто = 392181,848 / 20440,262 = 19,187 МПа,

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1) 2 / D = 3,142 · 653 / 32 - 18 · 7 · (65 - 7) 2/ 65 = 20440,262 мм 3 ,

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 652 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,

- ys = 0,2 - див. стор. 164;

- b = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162;

- ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5;

- es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8;

Ss = 335,4/((1,8/(0,82 · 0,97)) · 19,187 + 0,2 · 0) = 7,724.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичною напругою:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), де:

– амплітуда та середня напруга нульового циклу:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 47401,508 = 5,626 МПа,

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1) 2 / D =

3,142 · 653 / 16 - 18 · 7 · (65 - 7) 2 / 65 = 47401,508 мм 3

де b = 18 мм - ширина паза шпонки; t1=7 мм – глибина паза шпонки;

– yt = 0.1 – див. стор. 166;

– b = 0.97 – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор. 162 .

- kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5;

- et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8;

St = 194,532/((1,7/(0,7 · 0,97)) · 5,626 + 0,1 · 5,626) = 13,28.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,724 · 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 = 6,677

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить за міцністю.

13. Тепловий розрахунок редуктора

Для редуктора, що проектується, площа тепловідвідної поверхні А = 0,73 мм 2 (тут враховувалася також площа днища, тому що конструкція опорних лап забезпечує циркуляцію повітря біля днища).

За формулою 10.1 умова роботи редуктора без перегріву за тривалої роботи:

Dt = tм - tв = Pтр · (1 - h) / (Kt · A) £ ,

де Ртр = 11,851 кВт - необхідна потужність для роботи приводу; tм – температура олії; tв – температура повітря.

Вважаємо, що забезпечується нормальна циркуляція повітря і приймаємо коефіцієнт тепловіддачі Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тоді:

Dt = 11851 · (1 - 0,886) / (15 · 0,73) = 123,38o>,

де = 50oС - допустимий перепад температур.

Для зменшення Dt слід відповідно збільшити тепловіддаючу поверхню корпусу редуктора пропорційно до відношення:

Dt/=123,38/50=2,468, зробивши корпус ребристим.

14. Вибір сорту олії

Змащування елементів передач редуктора проводиться зануренням нижніх елементів в масло, що заливається всередину корпусу рівня, що забезпечує занурення елемента передачі приблизно 10–20 мм. Об'єм масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 кВт потужності, що передається:

V = 0,25 · 11,851 = 2,963 дм3.

За таблицею 10.8 встановлюємо в'язкість олії. При контактних напругах sH = 515,268 МПа та швидкості v = 2,485 м/с рекомендована в'язкість олії повинна бути приблизно дорівнює 30 · 10-6 м/с2. За таблицею 10.10 приймаємо олію індустріальну І-30А (за ГОСТ 20799-75 *).

Вибираємо для підшипників кочення пластичне мастило УТ-1 за ГОСТ 1957-73 (див. табл. 9.14). Камери підшипників заповнюються даним мастилом і періодично поповнюються ним.

15. Вибір посадок

Посадки елементів передач на вали – Н7/р6, що за СТ РЕВ 144–75 відповідає легкопресовій посадці.

Посадка муфт на вали редуктора - Н8/h8.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням валу k6.

Інші посадки призначаємо, користуючись даними таблиці 8.11.

16. Технологія збирання редуктора

Перед складання внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкою фарбою. Складання проводять відповідно до креслення загального виглядуредуктора, починаючи з вузлів валів.

На вали закладають шпонки та напресовують елементи передач редуктора. Мазеутримуючі кільця та підшипники слід насаджувати, попередньо нагріваючи в маслі до 80-100 градусів за Цельсієм, послідовно з елементами передач. Зібрані вали укладають в основу корпусу редуктора і надягають кришку корпусу, попередньо покриваючи поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпусу. Після цього підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок, регулюють тепловий зазор. Перед постановкою наскрізних кришок у проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячим маслом. Перевіряють провертання валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні прокручуватися від руки) і закріплюють кришку гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвору з прокладкою та жезловий масловказівник. Заливають у корпус олію і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і випробувають на стенді за програмою, що встановлюється технічними умовами.

Висновок

При виконанні курсового проекту з «Детал машин» були закріплені знання, отримані за минулий період навчання в таких дисциплінах як: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство.

Метою даного проекту є проектування приводу ланцюгового конвеєра, який складається як із простих стандартних деталей, так і з деталей, форма та розміри яких визначаються на основі конструкторських, технологічних, економічних та інших нормативів.

У ході рішення поставленим переді мною завданням було освоєно методику вибору елементів приводу, отримано навички проектування, що дозволяють забезпечити необхідний технічний рівень, надійність та тривалий термін служби механізму.

Досвід та навички, отримані в ході виконання курсового проекту, будуть потрібні при виконанні як курсових проектів, так і дипломного проекту.

Можна відзначити, що спроектований редуктор має хороші властивості за всіма показниками.

За результатами розрахунку на контактну витривалість діючі напруги в зачепленні менше напруг, що допускаються.

За результатами розрахунку за напругою вигину діючі напруги вигину менше напруг, що допускаються.

Розрахунок валу показав, що запас міцності більший за допустимий.

Необхідна динамічна вантажопідйомність підшипників кочення менша за паспортну.

Під час розрахунку було обрано електродвигун, який задовольняє задані вимоги.

Список використаної літератури

1. Чернавський С.А., Боков К.М., Чернін І.М., Іцкевич Г.М., Козінцов В.П. "Курсове проектування деталей машин": Навчальний посібникдля учнів. М.: Машинобудування, 1988 р., 416 с.

2. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. "Конструювання вузлів та деталей машин", М.: Видавничий центр "Академія", 2003, 496 c.

3. Шейнбліт А.Є. "Курсове проектування деталей машин": Навчальний посібник, вид. 2-ге перероб. та дод. – Калінінград: "Бурштиновий оповідь", 2004 р., 454 c.: іл., чорт. - Б.ц.

4. Березовський Ю.М., Чернілевський Д.В., Петров М.С. "Деталі машин", М.: Машинобудування, 1983, 384 c.

5. Боков В.М., Чернілевський Д.В., Будько П.П. "Деталі машин: Атлас конструкцій. М.: Машинобудування, 1983, 575 c.

6. Гузенков П.Г., "Деталі машин". 4-те вид. М: Вища школа, 1986 р., 360 с.

7. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д.Р. Решетова. М: Машинобудування, 1979 р., 367 с.

8. Дружинін Н.С., Цилбов П.П. Виконання креслень з ЕСКД. М: Вид-во стандартів, 1975 р., 542 с.

9. Кузьмін А.В., Чернін І.М., Козінцов Б.П. "Розрахунки деталей машин", 3-тє вид. - Мінськ: Вища школа, 1986, 402 c.

10. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С., «Деталі машин» 3-тє вид. М: Вища школа, 1984 р., 310 c.

11. "Мотор-редуктори та редуктори": Каталог. М: Вид-во стандартів, 1978 р., 311 c.

12. Перель Л.Я. "Підшипники кочення". M.: Машинобудування, 1983, 588 c.

13. "Підшипники кочення": Довідник-каталог / За ред. Р.В. Коросташевського та В.М. Наришкіна. М: Машинобудування, 1984 р., 280 с.

Розрахунок потужності та підбір мотор-редуктора

Потужність двигуна для подолання опорів пересування визначаємо за формулою

де: V – швидкість пересування крана, м/с.

з - ККД приводу. Орієнтовно – 0,9, /3/;

Так як привід механізму складається з двох роздільних мотор-редукторів, потужність кожного визначаємо за формулою:

Підбір мотор-редуктора виробляємо також за такою величиною, як частота обертання вихідного валу, яку визначаємо через частоту обертання колеса, що визначається за формулою

де – діаметр колеса, м;

V - швидкість пересування крана, м/хв;

Приймаємо мотор – редуктор типу МП 3 2 ГОСТ 21356 – 75:

МП 3 2 - 63, /1/, має такі характеристики:

Номінальна потужність, кВт 5,50

Номінальна частота обертання вихідного валу, мін- 1 45

Допустимий крутний момент на вихідному валу, Н*м 1000

Тип електродвигуна 4А112М4Р3

Частота обертання електродвигуна, мін- 1 1450

Діаметр кінця вихідного валу, мм 55

Маса мотор – редуктор, кг 147

Очевидно, що застосування мотор-редуктора замість звичайної схеми дозволяє знизити вагу приводу майже втричі, і тим самим знизити вартість реконструкції.

Підбір муфти

Для з'єднання валів мотор-редуктора та колеса приймаємо муфту пружну втулково-пальцеву МУВП-320. Перевіримо муфту за крутним моментом, за формулою:

Де - коефіцієнт режиму роботи, К=2,25, /3/;

Крутний момент на валу муфти, Н*М;

Максимальний момент, що крутить, переданий муфтою, Нм 4000

Момент інерції муфти, кг м 2; 0,514

Маса, кг 13,3

Розрахунок гальмівного моменту та вибір гальма

Гальмівний момент, за яким підбирається гальмо механізму пересування, має бути таким, щоб забезпечити зупинку крана на певному гальмівному шляху.

З іншого боку, він не повинен бути надто великим, інакше в процесі гальмування може відбутися пробуксовування коліс щодо рейки. Тому максимальний гальмівний момент визначається умовою достатнього зчеплення ходових коліс з рейкою.

Максимально допустиме значення, при якому забезпечується заданий запас зчеплення коліс з рейкою, що дорівнює 1,2; для механізмів пересування мостових кранів /3/, визначаємо за формулою (10):

Приймаємо рух при гальмуванні рівноповільним, отримаємо мінімальний час гальмування за формулою (11):

Знаючи час гальмування, визначимо необхідний гальмівний момент за формулою:

Де – загальна маса крана, кг;

Діаметр ходового колеса, м;

Частота обертання двигуна, мін-1;

Передатне число редуктора;

з - ККД приводу;

(? J) I - сумарний момент інерції;

Де момент інерції ротора, кг * м 2; 0,040. /10/;

Момент інерції муфти та гальмівного шківа: 0,095 кг*м 2 , /3/;

(? J) I = 0,040 +0,095 = 0,135;

Визначимо діаметр гальмівного шківа за формулою (28):

Ширина гальмівного шківа, мм 95

Діаметр валу, мм 42

Маса, кг 9,2

За певним гальмівним моментом приймаємо гальмо ТКГ - 200, що має такі характеристики /11/:

Номінальний гальмівний момент Н*М 250

Діаметр гальмівного шківа, мм 200

Хід штовхача, мм 32

Відхід колодки, мм 1,0

Тип штовхача, ТГМ-25

Маса, кг 37,6

Перевірка на зчеплення ходових коліс із рейкою

Перевірку на зчеплення ходових коліс із рейкою здійснюємо за умовою (3.13); прискорення пуску визначаємо за формулою (3.14); для цього за формулою (3.15) визначимо час запуску; за формулою (3.16) визначимо момент опору руху крана без вантажу:

Визначимо середній пусковий момент за формулою

Де – номінальний момент двигуна, Нм;

Визначимо номінальний момент за формулою:

Де - потужність двигуна, кВт;

Частота обертання валу двигуна, хв - 1;

Умова До сц?1,2 виконується, пробуксовування провідних коліс крана виключено.

Перевірка електродвигуна за умовою запуску

Отримане значення часу пуску може задовольняти умову зчеплення ходових коліс із рейкою, але не задовольняти умову пуску електродвигуна.

Здійснимо перевірку двигуна за умовою пуску, що записується:

Де [f] - допустимий коефіцієнт навантаження,

[f] = 2,0; /10/;

Пусковий момент двигуна, Нм.

Умова f< [f] выполняется. По условию пуска электродвигатель подходит.