ГОТОВЫЕ ДИПЛОМНЫЕ РАБОТЫ, КУРСОВЫЕ РАБОТЫ, ДИССЕРТАЦИИ И РЕФЕРАТЫ

Расчёт редуктора
Автор	ошибка
Вуз (город)	не указан
Количество страниц	69
Год сдачи	2008
Стоимость (руб.)	1500
Содержание	Содержание 1 Введение 4 2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5 3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 8 4 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 13 4.1 Проектный расчёт 13 4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 19 4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 20 5 Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи 22 5.1 Проектный расчёт 22 5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 28 5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 29 6 Предварительный расчёт валов 31 6.1 Ведущий вал. 31 6.2 2-й вал. 31 6.3 Выходной вал. 31 7 Конструктивные размеры шестерен и колёс 33 7.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 33 7.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 33 7.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи 33 7.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи 33 7.5 Цилиндрическая шестерня 3-й передачи 34 7.6 Цилиндрическое колесо 3-й передачи 34 8 Выбор муфты на выходном валу привода 35 9 Проверка прочности шпоночных соединений 37 9.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 37 9.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 37 9.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 38 9.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 38 9.5 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи 38 9.6 Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи 39 10 Конструктивные размеры корпуса редуктора 41 11 Расчёт реакций в опорах 42 11.1 1-й вал 42 11.2 2-й вал 42 11.3 3-й вал 43 12 Построение эпюр моментов валов 44 12.1 Расчёт моментов 1-го вала 44 12.2 Эпюры моментов 1-го вала 45 12.3 Расчёт моментов 2-го вала 46 12.4 Эпюры моментов 2-го вала 47 12.5 Расчёт моментов 3-го вала 48 12.6 Эпюры моментов 3-го вала 49 13 Проверка долговечности подшипников 50 13.1 1-й вал 50 13.2 2-й вал 50 13.3 3-й вал 51 14 Уточненный расчёт валов 54 14.1 Расчёт 1-го вала 54 14.2 Расчёт 2-го вала 56 14.3 Расчёт 3-го вала 60 15 Тепловой расчёт редуктора 64 16 Выбор сорта масла 65 17 Выбор посадок 66 18 Технология сборки редуктора 67 19 Заключение 68 20 Список использованной литературы 69 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 ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96 - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975 - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,975 Общий КПД привода будет:  = 1 x ... x n x подш.3 x муфты = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 x 0,98 = 0,868 где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника. муфты = 0,98 - КПД муфты. Угловая скорость на выходном валу будет: вых. = 2 x VD = 2 x 0,7 x 103350 = 4 рад/с Требуемая мощность двигателя будет: Pтреб. = F x Vh = 5,5 x 0,70,868 = 4,435 кВт В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт. Мощность двигателя меньше требуемой мощности на 9,808%, что меньше допустимых 10%. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин, угловая скорость двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 95030 = 99,484 рад/с. Oбщее передаточное отношение: U = wвход.wвых. = 99,4844 = 24,871 Примем для передач, не входящих в редуктор, следующие передаточные числа из рекомендуемых диапазонов (см. табл. 1.2[2]): U1 = 3,16 Тогда суммарное передаточное число редуктора : U(ред.) = UU1 = 24,8713,16 = 7,871 По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число: U3 = 0.88 x U(ред.) = 0.88 x 7,871 = 2,469 Примем U3 = 2,5 Тогда передаточное число для быстроходной передачи: U2 = U(ред.)U3 = 7,8712,5 = 3,148 Примем U2 = 3,15 Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу : Вал 1-й n1 = nдвиг.U1 = 9503,16 = 300,633 об./мин. 1 = wдвиг.U1 = 99,4843,16 = 31,482 рад/c. Вал 2-й n2 = n1U2 = 300,6333,15 = 95,439 об./мин. 2 = w1U2 = 31,4823,15 = 9,994 рад/c. Вал 3-й n3 = n2U3 = 95,4392,5 = 38,176 об./мин. 3 = w2U3 = 9,9942,5 = 3,998 рад/c. Мощности на валах: P1 = Pтреб. x 1 x подш. = 4435 x 0,96 x 0,99 = 4215,024 Вт P2 = P1 x 2 x подш. = 4215,024 x 0,975 x 0,99 = 4068,552 Вт P3 = P2 x 3 x подш. = 4068,552 x 0,975 x 0,99 = 3927,17 Вт Вращающие моменты на валах: T1 = P1w1 = 4215,024 x 10331,482 = 133886,792 Нxмм T2 = P2w2 = 4068,552 x 1039,994 = 407099,46 Нxмм T3 = P3w3 = 3927,17 x 1033,998 = 982283,642 Нxмм По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин. Передаточные числа и КПД передач Передачи Передаточное число КПД 1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,16 0,96 2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 0,975 3-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 2,5 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 300,633 31,482 133886,792 2-й вал 95,439 9,994 407099,46 3-й вал 38,176 3,998 982283,642 1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве: T(ведущий шкив) = 44580,033 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)=950,002 об/мин) и передаваемой мощности: P = T(ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 44580,033 x 10-6 x 99,484 = 4,435 кВт принимаем сечение клинового ремня А. 3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]: d1 = (3...4) x 3T(ведущий шкив) = (3...4) x 344580,033 = 106,374...141,832 мм. Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 125 мм. 4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]): d2 = U x d1 x (1 - ) = 3,16 x 125 x (1 - 0,015) = 389,075 мм. где  = 0,015 - относительное скольжение ремня. Принимаем d2 = 400 мм. 5. Уточняем передаточное отношение: Uр = d2d1 x (1 - e) = 400125 x (1 - 0,015) = 3,249 При этом угловая скорость ведомого шкива будет: (ведомый шкив) = w(ведущий шкив)Uр = 99,4843,249 = 30,62 рад/с. Расхождение с требуемым 31,482-30,6231,482 = 2,738%, что менее допускаемого: 3%. Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов: d1 = 125 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 (125 + 400) + 6 = 294,75 мм; amax = d1 + d2 = 125 + 400 = 525 мм. где T0 = 6 мм (высота сечения ремня). Принимаем предварительно значение a = 519 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 519 + 0.5 x 3,142 x (125 + 400) + (400 - 125)24 x 519 = 1899,096 мм. Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1900 мм. 8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]): aр = 0.25 x ((L - w) + (L - w)2 - 2 x y) где w = 0.5 x  x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (125 + 400) = 824,668 мм; y = (d2 - d1)2 = (400 - 125)2 = 75625 мм. Тогда: aр = 0.25 x ((1900 - 824,668) + (1900 - 824,668)2 - 2 x 75625) = 519,468 мм, При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 19 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 47,5 мм для увеличения натяжения ремней. 9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]: 1 = 180o - 57 x (d2 - d1);aр) = 180o - 57 x (400 - 125);aр) = 149,825o 10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.
Список литературы	. 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.
Выдержка из работы	11 Расчёт реакций в опорах 11.1 1-й вал Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx2 = 1015,225 H Fy2 = -2740,493 H Fz2 = Fa2 = -519,556 H Fx4 = 1589,138 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры: Rx1 = (-Fa2 x cos(a2) x d1(2-й передачи) 2 ) - Fx2 x L2 + Fx2 x L3 L1 + L2 = (-(-519,556) x (cos(180) x 97,71 2) ) - 1015,225 x 75 + 1589,138 x 85 180 + 75 = 131,576 H Ry1 = (-Fa2 x sin(a2) x d1(2-й передачи) 2 ) - Fy2 x L2 L1 + L2 = (-(-519,556) x sin(180) x 97,71 2 ) - (-2740,493) x 75 180 + 75 = 806,027 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx3 = (-Rx1) - Fx2 - Fx2 = (-131,576) - 1015,225 - 1589,138 = -2735,939 H Ry3 = (-Rx1) - Fy2 = (-806,027) - (-2740,493) = 1934,466 H Суммарные реакции опор: R1 = Rx12 + Ry12 = 131,5762 + 806,0272 = 816,696 H; R2 = Rx22 + Ry22 = -2735,9392 + 1934,4662 = 3350,749 H; 11.2 2-й вал Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx2 = 1717,937 H Fy2 = 4719,994 H Fx3 = -1015,225 H Fy3 = 2740,493 H Fz3 = Fa3 = 519,556 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры: Rx1 = (-Fa3 x cos(a3) x d2(2-й передачи) 2 ) - Fx2 x (L2 + L3) - Fx2 x L3 L1 + L2 + L3 = (-519,556 x cos(0) x 302,29 2 ) - 1717,937 x (90 + 75) - (-1015,225) x 75 90 + 90 + 75 = -1120,965 H Ry1 = (-Fy2 x (L2 + L3)) - Fy3 x L3 L1 + L2 + L3 = (-4719,994 x (90 + 75)) - 2740,493 x 75 90 + 90 + 75 = -3860,141 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx4 = (-Rx1) - Fx2 - Fx2 = (-(-1120,965)) - 1717,937 - (-1015,225) = 418,253 H Ry4 = (-Rx1) - Fy2 - Fy3 = (-(-3860,141)) - 4719,994 - 2740,493 = -3600,346 H Суммарные реакции опор: R1 = Rx12 + Ry12 = -1120,9652 + -3860,1412 = 4019,608 H; R2 = Rx22 + Ry22 = 418,2532 + -3600,3462 = 3624,559 H; 11.3 3-й вал Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx3 = -1717,937 H Fy3 = -4719,994 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры: Rx2 = -Fx2 x L3 L2 + L3 = -(-1717,937) x 165 90 + 165 = 1111,606 H Ry2 = -Fy3 x L3 L2 + L3 = -(-4719,994) x 165 90 + 165 = 3054,114 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx4 = (-Rx2) - Fx2 = (-1111,606) - (-1717,937) = 606,331 H Ry4 = (-Rx2) - Fy3 = (-3054,114) - (-4719,994) = 1665,88 H Суммарные реакции опор: R1 = Rx12 + Ry12 = 1111,6062 + 3054,1142 = 3250,12 H; R2 = Rx22 + Ry22 = 606,3312 + 1665,882 = 1772,793 H; 12 Построение эпюр моментов валов 12.1 Расчёт моментов 1-го вала 1 - е с е ч е н и е Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = Mx12 + My12 = 02 + 02 = 0 H x мм 2 - е с е ч е н и е Mx = Rx1 x L1 = 806,027 x 180 = 145084,924 H x мм My1 = Rx1 x L1 = 131,576 x 180 = 23683,727 H x мм My2 = Rx1 x L1 + Fa2 x cos(a2) x d1(2-й передачи) 2 = 131,576 x 180 + (-519,556) x (cos(180) x 97,71 2) = 49066,635 H x мм M1 = Mx12 + My12 = 145084,9242 + 23683,7272 = 147005,285 H x мм M2 = Mx22 + My22 = 145084,9242 + 49066,6352 = 153157,337 H x мм 3 - е с е ч е н и е Mx = 0 Н x мм My = Rx1 x (L1 + L2) + Fa2 x cos(a2) x d1(2-й передачи) 2 + Fx2 x L2 = 131,576 x (180 + 75) + (-519,556) x (cos(180) x 97,71 2 ) + 1015,225 x 75 = 135076,73 H x мм M = Mx12 + My12 = 02 + 135076,732 = 135076,73 H x мм 4 - е с е ч е н и е Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = Mx12 + My12 = 02 + 02 = 0 H x мм 12.3 Расчёт моментов 2-го вала 1 - е с е ч е н и е Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = Mx12 + My12 = 02 + 02 = 0 H x мм 2 - е с е ч е н и е Mx = Rx1 x L1 = (-3860,141) x 90 = -347412,701 H x мм My = Rx1 x L1 = (-1120,965) x 90 = -100886,831 H x мм M = Mx12 + My12 = -347412,7012 + -100886,8312 = 361764,754 H x мм 3 - е с е ч е н и е Mx = Rx1 x (L1 + L2) + Fy2 x L2 = (-3860,141) x (90 + 90) + 4719,994 x 90 = -270025,941 H x мм My1 = Rx1 x (L1 + L2) + Fx2 x L2 = (-1120,965) x (90 + 90) + 1717,937 x 90 = -47159,332 H x мм My2 = Rx1 x (L1 + L2) + Fx2 x L2 + Fa3 x cos(a3) x d2(2-й передачи) 2 = (-1120,965) x (90 + 90) + 519,556 x cos(0) x 302,29 2 = 31368,959 H x мм M1 = Mx12 + My12 = -270025,9412 + -47159,3322 = 274113,136 H x мм M2 = Mx22 + My22 = -270025,9412 + 31368,9592 = 271841,904 H x мм 4 - е с е ч е н и е Mx = 0 Н x мм My = 0 Н x мм M = Mx12 + My12 = 02 + 02 = 0 H x мм