Тип двигателя

Мощность, кВт

Частота вращения, ^об/_мин

Т_пуск/Т_ном

4А1602У3

15,0

2940

1,4

4А160М2У3

18,5

2940

1,4

Вид

ХТО

Твердость

зуба

σ_Flim,

МПа

σ_Hlim,

МПа

[σ_F],

МПа

[σ_H],

МПа

Марка

ст. ГОСТ

Закалка ТВЧ

53 HRC

650

1100

260

825

40 ХН

4543-71

Вращающий момент на шестерне

Тн, Н/мм

64,5

Число зубьев шестерни

Z1

18

Передаточное число передачи

U

8

Определение числа зубев колеса Z2

144

Расчетное значение модуля m, мм

2,150691

Выбранный коэффициент Y_F

4,12

Допускаемые напряжения σ_F, Мпа

260

Эквивалентное число зубьев шестерни ZV

24,69

Предварительно принятый угол наклона зуба β°

30

Коэффициент Yβ

0,815429

Коэффициент K_Fα

0,636585

Коэффициент ε_α

1,727971

Коэффициент нагрузки K_F

1,5

Отношение Ψ_m

18

Принятое значения модуля

m

2

Межосевое расстояние

aw=

180

Уточненнное значение угла наклона зуба

beta

25,84

Делительный диаметр шестерни

d1=

40

Делительный диаметр колеса

d2=

320

Диаметр впадин шестерни

df1=

35

Диаметр впадин колеса

df2=

315

Диаметр выступов шестерни

da1=

44

Диаметр выступов колеса

da2=

324

Вращающий момент на шестерне

Тн, Н/мм

441

Число зубьев шестерни

Z1

24

Передаточное число передачи

U

3,15

Определение числа зубев колеса Z2

76

Расчетное значение модуля m, мм

4,190781

Выбранный коэффициент Y_F

3,85

Допускаемые напряжения σ_F, Мпа

Вращающий момент на шестерне

Тн, Н/мм

1505

Число зубьев шестерни

Z1

21

Передаточное число передачи

U

2

Определение числа зубев колеса Z2

42

Расчетное значение модуля m, мм

7,568309

Выбранный коэффициент Y_F

4,12

Допускаемые напряжения σ_F, Мпа

260

Эквивалентное число зубьев шестерни ZV

21,00

Угол наклона зуба β°

0,00

Коэффициент Yβ

1

Коэффициент K_Fα

0,66609

Коэффициент ε_α

1,651429

Коэффициент нагрузки K_F

1,5

Отношение Ψ_m

8

Принятое значения модуля

m

8

Межосевое расстояние

aw=

250

Делительный диаметр шестерни

d1=

166,6667

Делительный диаметр колеса

d2=

333,3333

Диаметр впадин шестерни

df1=

146,6667

Диаметр впадин колеса

df2=

313,3333

Диаметр выступов шестерни

da1=

182,6667

Диаметр выступов колеса

da2=

349,3333

Передача 1

Передача 2

Передача 3

z1

18

24

21

U

8

3,15

2

z2

144

75,60

42

m

2

5

8

aw

180

260

250

d1

40

125,3012

166,6667

d2

320

394,6988

333,3333

da1

44

135,3012

182,6667

da2

324

404,6988

349,3333

df1

35

112,8012

146,6667

df2

315

382,1988

313,3333

beta

25,84193

16,72594

0

bw1

75

50

71

bw2

70

45

64

Передача 1

Передача 2

Передача3

K_Fβ

1,5

1,1

1,1

K_FV

1,05

1,02

1,01

ψ_bd

0,9

0,4

Проверочный расчет фактических изгибных напряжений

Фактические напряжения изгиба σ_F, Н/мм², в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формулам:

для цилиндрических передач [2, с.34-35], значения всех коэффициентов [2, с.16-19]

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по упрощенной зависимости

Таблица 2.4

Проверочный расчет фактических контактных напряжений

Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев σ_F1, Н/мм², определяют по формулам:

для цилиндрических передач [2, с. 35-36]

Таблица2.5

Допускаемые напряжения при проверочном расчете на изгибную выносливость

Согласно с [2, с.37-39]

Тогда необходимый предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

где получено ранее

S_F=1.7

Y_N-коэффициент долговечности, учитывающий изменение [σ_F] при числе

циклов нагружения, меньшем базового, Y_N=1

при N_FE > N_Flim,

при N_FE<N_Flim(Y_Nmax=4 при q_F=6;Y_Nmax=2,5 при q_F =9);

N_Flim=4·10⁶-базовое число циклов напряжений;

N_FE=60cnL_hK_FE

Y_R-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, Y_R=1-для шлифования и зубофрезерования R_Z40 (5,4кл);Y_R=1,05-полирование при цементации, ритроцементации, азотировании, закалке ТВЧ и т.д.;

Y_X=1,050-0,000125d-коэффициент, учитывающий чувствительность материала и конструкции напряжений;

Y_δ=1,082-0,172lg m-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Таблица 2.6

Допускаемые напряжения при проверочном расчете на контактную выносливость

Согласно с [2, с.39-41]

тогда необходимый предел контактной выносливости поверхностей

зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений N_Hlim

Z_N-коэффициент долговечности , учитывающий изменение [σ_Н]

при числе циклов нагружения, меньшем базового; Z_N=1 при N_HE>N_Hlim,

N_HE=60cnL_hK_HE

-коэффициент эквивалентности нагрузки, для типовой

диаграммы нагрузки

z=z_Rz_Vz_X;

Z_R-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости

сопряженных поверхностей зубьев; z_R=1-7-й класс (R_a=1,25…0,63),

z_R=0,95-6-й класс (R_a=2,5…1,25),z_R=0,9-5-4-й класс(R_Z=40…10);

z_V-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

z_X- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса

Таблица 2.7

2.1.3 Выбор материалов зубчатых передач

Для однозначного выбора марки стали необходимо иметь следующую информацию [2, с.41-45]

1. Вид заготовки

Так как d_a ≤ 600 мм во всех передачах => принимаются кованные заготовки.

2. Конструкция шестерен

При d_a/ d_в ≤ 2 шестерню изготавливают заодно с валом (вал – шестерня), при d_a/ d_в >2 шестерня по экономическим соображениям выполняется съемной.

Передача 1: d_a/ d_в = 65/42 = 1,53 < 2 => шестерня изготавливается заодно с валом.

Передача 2: d_a/ d_в =143/38 = 3,76 > 2 => шестерня съемная.

Передача 3: d_a/ d_в = 180/51 = 3,5 > 2 => шестерня съемная.

3. Толщина обода заготовки S, определяющая прокаливаемость сталей:

Данные полученные в результате расчетов заносим в таблицу 2.8

Таблица 2.8

Выбираем сталь 40 ХН

2.1.4 Конструирование зубчатых колес

Конструктивная форма колес зависит от их размеров, материала, а также от технологии производства заготовки и механической обработки.

Колеса с выполняют с дисками облегченной формы. Определим размеры конструктивных элементов дисковых колес, размеры которых приведены на рисунке

Рис.2. Эскиз цилиндрического зубчатого колеса при

Согласно с [2, с.63, табл.4.1]

Таблица 2.10

2.2 Расчет цепной передачи

2.2.1 Проектный расчет цепи

Рассчитать цепную передачу с роликовой цепью при следующих данных:

n₁ = 19,8 мин^-1 - частота вращения ведущей звёздочки

n₂ = 6,6 мин^-1 - частота вращения ведомой звёздочки

P= 4,8 кВт - мощность, передаваемая ведущей звездочкой

Работа передачи - непрерывная, спокойная

Передача расположена горизонтально

Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звёздочек

Смазка передачи капельная

Расчёт передаточного отношения:

Принимае число зубьев меньшей звёздочки:

z₁= 30 - число зубьев меньшей звёздочки

где:

z₂ - число зубьев большей звёздочки

Принимаем предварительно шаг цепи:

p = 25,4 мм - шаг цепи

Расчет скорости цепи :

Расчет окружной силы передачи:

Расчет межосевого расстояния:

2. Проверочный расчет цепной передач

р= 25,4 мм - шаг цепи

F_t= 493 кН - окружная сила   

Работа передачи - непрерывная, спокойная

Передача расположена горизонтально

Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звёздочек

Смазка передачи капельная

Принимаем по ГОСТ 13568-75:

d₁= 15,88 мм - диаметр валика

B= 15,88 мм – диаметр втулки

Площадь проекции опорной поверхности шарнира определяем по формуле:

На основании чего принимаем цепь ПР-25.4-6000

Принимаем коэффициент согласно условиям работы:

k1= 1 - коэффициент динамичности нагрузки

k2= 1 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи

k3= 1 - коэффициент межосевого расстояния передачи

k4= 1 - коэффициент наклона линии звёздочек к горизонту

k5= 1 - коэффициент способа смазки цепи

k6 = 1 - коэффициент режима работы

Следовательно коэффициент эксплуатации передачи k= 1

Расчет допускаемой окружной силы:

где:

[q]= 35 Мпа - допускаемое давление в шарнире

Проверка цепи на износоустойчивость:

сравните с:

F_t= 5933 Н 

Ориентировочные значения диаметров валов вычисляется по формуле [2, c.26]

Назначение степени точности передач

Выбор степени точности изготовления зубчатых передач определяется эксплуатационными и техническими требованиями к ним: окружной скоростью, передаваемой мощностью, требованиями к кинематической точности, плавности, бесшумности, долговечности, отсутствию вибрации и т.д.

Окружную скорость передачи определяют по формуле [2, с 28]

Выбираем 8 –ю степень точности. Характеристика передач – пониженной точности, область применения – тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности.

2.3 Выполнение эскизной компоновки зубчатого редуктора

Диаметры валов в местах посадки зубчатых колес были определены ранее и округлены по стандартному ряду нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 из ряда Rа 40. [2, с.74, 83-84], [2, с.77, рис.5.3]

Диаметры шипов валов можно принимать

где d_в – диаметр вала под зубчатым колесом

Таблица 2.9

В связи с выбором муфты для входного вала диаметром равным 42 мм, диаметр шипа входного вала принят равным 45 мм.

Полученные размеры диаметров шипов округляем в соответствии со стандартами диаметров внутреннего кольца подшипника качения:

d_ш1 =45 мм

d_ш2 = 45 мм

d_ш3 = 70 мм

d_ш4 = 80 мм

Размеры отдельных элементов корпуса редуктора

1. Толщина стенки корпуса редуктора

Принята стандартизованная величина δ=12 мм

2. Ширина подшипника

Ширину подшипника принимаем по диаметру шипа для подшипника средней серии или вычисляют по зависимости

3. Расстояние от торца подшипника качения до стенки корпуса редуктора

4. Зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращающихся деталей

5. Зазор между поверхностями вращающихся деталей

6. Зазор между торцевыми поверхностями зубчатых колес

7. Ширина фланца для крепления крышки к корпусу редуктора

8. Расстояние между обработанной и необработанной поверхностями корпусной детали

3 Проектирование вала

3.1 Проектый расчет вала

Форма проектируемого вала определяется его функциональным назначением и кинематической схемой редуктора.

Рис.3.1Расчетная схема

3.2 Определение нагрузок, действующих на вал

Составление расчетных схем

Основными нагрузками на вал являются усилия в зубчатых зацеплениях, натяжение ветвей цепи, а также крутящие моменты. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей в большинстве случаев не учитывается.

Силы, действующие в передачах, определяются следующим образом [3, с.12]:

Для прямозубой цилиндрической передачи (3)

• Окружная сила

• Радиальная сила

Для косозубой цилиндрической передачи (2)

• Окружная сила

• Радиальная сила

• Осевая сила

Рассмотрим 1 схему

При проверке

Рассмотрим 2 схему:

При проверке

Находим R_А и R_В

Рис. 3.2 Эпюры изгибающих моментов

3.3 Расчет вала на усталость

Этот расчет вала выполняется как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запасов прочности в предположительно опасных сечениях предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений [3, с. 18]

Для первого опасного сечения

Для второго опасного сечения

3.4 Расчет на выносливость

Согласно с [3, с.18-20]

Расчет ведем в опасном сечении 2 (под шпонкой)

Коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям:

3.5 Шпоночное соединение

Из известных способов соединения деталей с валом наибольшее распространение имеет соединение с помощью врезных призматических шпонок.

Рис.3.3 Основные размеры соединения с призматической шпонкой

Размеры поперечного сечения шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали и выбирается из ряда стандартных значений. Выбранная шпонка проверяется на смятие

Размеры шпонок определяем по [3, с.26, табл.12]

Таблица 12

Расчет производился с помощью модуля автоматизированного проектирования шпоночных соединений на основе проверки на смятие.

4 Проектирование узлов подшипников качения

1. Выбор подшипников качения. Расчет их долговечности

Для третьего вала выбираем: подшипник 7314А ГОСТ 27365-87

Основные параметры:

d = 70 мм

D = 150 мм

С_дин = 110 кН

е = 0.39

Y = 1.55

Рис. 4Подшипник роликовый радиально – упорный

5 Выбор и расчет муфт

Соединение редуктора с электродвигателем осуществляется с помощью муфты.

Для входного вала выбираем упругую муфту [4, с.12, рис.1.4].

Рис.5 Муфта упругая втулочно – пальцевая

Муфты упругие предназначены для смягчения толчков и ударов, защиты от резонансных крутящих колебаний, компенсации смещений соединяемых валов.

Параметры муфты [4, с. 11]

[Т] = 500 Н*м , d_n = 18 мм,

d = 45 мм, l_BT = 36 мм,

D = 1700 мм, c = 6,

D₁ = 130 мм, Z = 8

L = 225 мм, T_p = 64,5 Н*м

l = 110 мм,

d₁ = 90 мм, масса 13,20 кг.

Выбираются муфты по расчетному крутящему моменту и диаметрам концов соединяемых валов. Условно считая, что нагрузка равномерно распределяется между пальцами и по их длине, производим проверочный расчет пальцев на изгиб, упругих втулок на смятие по формулам [4, с.12]:

6 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения в нем деталей передач, обеспечения смазывания передач и подшипников, предотвращения загрязнения деталей, восприятие усилий, которые возникают при работе редуктора. Он должен быть достаточно крепким и жестким, т.к. при значительных деформациях корпуса возможен перекос валов и вследствие чего повышение неравномерности распределения нагружения по длине зубцов зубчатых колес. Для удобства монтажа деталей выполняют корпус разъемным.

Определим размеры отдельных элементов корпуса редуктора [4, с.27-36]:

• Толщина стенки корпуса

где - межосевое расстояние тихоходной ступени

Принимаем

• Толщина стенки крышки корпуса

, принимаем

• Толщина верхнего пояса фланца основания

• Толщина нижнего пояса фланца крышки

• Толщина фланцев подставки корпуса (без бобышек)

• Диаметр фундаментальных болтов

Принимаем фундаментные болты М22, количество фундаментальных болтов принимаем из [4, с.31,табл. 2.1].

• Диаметр болтов, расположенных у подшипниковых гнезд

. Принимаем болты М18

• Диаметр стяжных болтов

. Принимаем болты М14

• Диаметр болтов для крепления смотровой крышки

. Принимаем болты М8

• Диаметр отверстия в проушине

• Толщина ребер основания корпуса

• Толщина ребер крышки

Конструктивно принимаем смотровое окно, крышку, отдушину, пробку к маслоспускному отверстию. Размеры этих элементов принимаем по [4].

ВЫВОДЫ

В курсовом проекте было спроектировано три зубчатые передачи и проведен их проверочный расчет.

В ходе выполнения работы был выбран электродвигатель 4А1002У3 с Р=4.0кВт, удовлетворяющий всем необходимым требованиям (условиям нагрева и перегрузки).

Сконструированы валы и проведен проектный и проверочный расчет промежуточного (третьего вала) вала данного редуктора. В результате чего был получен вал с коэффициентом запаса n = 2.2.

Подобраны подшипники качения для третьего вала, а именно радиально – упорные роликовые конические подшипники, серии 3007108А ГОСТ 27365 - 87 и проведена их проверка на долговечность. Подобраны и проверены шпоночные соединения для третьего вала.

Подобрана упругая втулочно – пальцевая муфта и проведен её проверочный расчет.

Спроектирован корпус редуктора. В графической части приведены : общий вид привода, редуктора, деталей.

Перечень ссылок

1. Методические указания по курсовому проектированию деталей машин. Раздел 1. Краткая инструкция, расчет исходных данных (для студенитов всех специальностей)/ Сост.: В.С. Исадченко, В.П. Онищенко, О.К. Помазан. – Донецк: ДПИ, 1981. – 51 с.

2. Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проектом по деталям машин. Раздел 2. Этапы «Эскизный проект» и «Технический проект». Проектирование зубчатых и червячных передач (для студентов технических специальностей)/ Сост.: В.С. Горелик, В.С. Исадченко, В.И. Проскурин,

П.М. Матеко, А.Л. Симонов, В.П. Алиферов. – Донецк: ДПИ, 1992. – 84 с.

3.Методические указания по курсовому проектированию деталей машин. Раздел 3. Расчет и конструирование валов (для студентов всех специальностей)/ Сост.: П.М. Матеко, А.Л. Симонов, В.Ф. Ващенко. – Донецк: ДПИ, 1981. – 48 с.

4. Методические указания по курсовому проектированию деталей машин. Конструирование муфт и корпусов (для студентов механических специальностей) / Сост.: В.С. Исадченко, П.М. Матеко, В.С. Горелик. – Донецк: ДПИ, 1987. – 43 с.