Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения .

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов –машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших заведений .

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющие оптимизировать конструкций, автоматизировать различную часть процесса проектирования. Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общего машиностроительного применения.

Важной целью выполнения проекта является развитие инженерного мышления, включающее умение использовать предшествующий опыт, находить новые идей, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решения при одном и том же заданий развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшей задачей курсового проектирования- развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.


1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение общего КПД привода

η0=η1η2ηnm,

где η1- КПД прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

η2- КПД клиноременной передачи

ηn- КПД пары подшипников качения

m-число пар подшипников

η1=0.96….0.98, η2=0.95….0.96,

ηn≤0.99….0.995, m=2

Принимаем η1=0.96, η2=0.95, ηn=0.99,
η0=0.96∙0.95∙0.992=0.893

1.2 Определение расчетной мощности электродвигателя

Pp=4.10.893=4.591 кВт

1.3 Определение среднеквадратичной мощности электродвигателя
Pкв=Pp(TiTmax)2tritz,

где Ti-частные значения нагрузок на i-тых участках циклограммы нагружения

tri-частные значения длительности нагрузок на i-тых участках циклограммы нагружения

Tmax-наибольшее значение длительно действующей нагрузки

tz- срок службы передачи

Pкв=Pp(1TT)2∙0.4tztz+(0.8TT)2∙0.2tztz+(0.4TT)2∙0.4tztz

Pкв=4.5910.4+0.128+0.064=3.53 кВт.



Принимаем номинальную мощность трех фазного асинхронного электродвигателя серии 4А по ГОСТ 19523-81 P=4 кВт.
1.4 Выбор электродвигателя и разбивка общего передаточного числа привода по ступеням

По принятой номинальной мощности электродвигателя из каталога выбирают четыре электродвигателя серии 4А по ГОСТ 19523-81 с различной частотой вращения вала.

Для них выполняем сравнительный расчет. Результаты сведем в таблицу.

Таблица .1

Определяемый параметр	Тип электродвигателя
	4А100S2УЗ	4А100L4Y3	4A112MВ6Y3	4A132S8Y3
1.Частота вращения вала эл.двигателя nдв,мин-1	2880	1430	950	720
2.общее передаточное число клиноременной передачи u0=u1 u2=nдвnв	27.96	13.88	9.22	6.99
3.Рекомендуемое передаточное число клиноремнной передачи u1	2	2	2	2
4. Расчетное значение передаточного числа редуктора u2	13.98	6.94	4.61	3.49



Продолжение таблицы.1

5.Передаточное число редуктора ГОСТ 2185-66	-	-	4	3.55
6.Расчетное значение передаточного числа клиноременной передачи u1 =u0/u2	-	-	2.30	1.96

Анализируя полученные результаты, приходим к выводу, что может быть использован только электродвигатель: 4A132S8Y3

Выбранный электродвигатель проверим на достаточность пускового момента.

Должно соблюдаться условие:

РрР≤ТmaxTн

где ТmaxTн= 2.6

РрР=4.5914.0=1.1, Условие соблюдено.

1.5 Определение частоты вращения валов привода

Вал электродвигателя (ведущего шкива)

n1=nдв=720мин-1

Входной вал редуктора (вал шестерни)

n2=n1u1*=7201.96=367.3 мин-1

Выходной вал редуктора

n3=n2u2=367.33.55=103 мин-1



1.6 Определение крутящих моментов валов привода

Вал электродвигателя

Т1=9.55∙103∙Ppn1=9.55∙103∙4.591720=60.89 Н∙м

Входной вал редуктора (вал шестерни)

Т2=Т1∙u1=60.89∙1.96=119.3 Н∙м

Выходной вал редуктора

Т3=Т2∙u2=119.3 ∙3.55=423.5 Н∙м


2.РАСЧЕТ КЛИННОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1.Выбор сечения ремня

Исходя из заданной передаваемой мощности и пологая, что скорость ремня V=5….10 М/с принимаем предварительно три сечения ремня. А, Б и. В, ГОСТ 1284-80

2.2.Определение расчетного диаметра ведущего шкива.

Принимаем следующие диаметры шкивов для всех трех форм сечений ремня: D1A=100мм; D1Б=140мм; ; D1В=225мм;

2.3.Определение скорости ремня

VA=π∙D1A∙n16∙104=3,14∙100∙28806∙104=15,7мс,

VБ=π∙D1Б∙n16∙104=3,14∙140∙28806∙104=21,11мс,

VВ=π∙D1в∙n16∙104=3,14∙225∙28806∙104=33,9мс,

Дальнейший расчет ведем для всех трех форм сечений

2.4.Определение диаметра ведомого шкива

D2A=u1∙D1A1-ε; D2Б=u1∙D1Б1-ε; D2В=u1∙D1В1-ε;
где ε- относительное проскальзывание ремня

Для резиновых ремней принимаем ε=0.01
D2A=100(1-0,01)=194,04мм,

D2Б=140(1-0,01)=271,65 мм,

D2В=225(1-0,01)=436,59 мм,
Принимаем D2A=200 мм, D2Б=280 мм, D2В=450 мм, ГОСТ 17383-73


2.5.Определение фактического передаточного числа и отклонения от заданного значения

∆uфА=D2AD1A1-ε=2001001-0,01=2.02


∆uфБ=D2БD1Б1-ε=2801401-0,01=2.02,

∆uфВ=D2ВD1В1-ε=4502251-0,01=2.02,


∆uфА=uфА-u1u1∙100%=2,02-1,961,96∙100%=3,06%,

∆uфБ=uфБ-u1u1∙100%=2,02-1,961,96∙100%=3,06%,

∆uфВ=uфВ-u1u1∙100%=2,02-1,961,96∙100%=3,06%,

Допустимое отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать ±5%.

2.6.Определение межосевого расстояния

0.6D1+D1≤a≤1.5D1+D1;

Для сечения А

0.6100+200≤a≤1.5100+200;
Принимаем aW=450


Для сечения Б

0.6140+280≤a≤1.5140+280;
Принимаем aW=630
Для сечения В

0.6225+450≤a≤1.5225+450;
Принимаем aW=1012,5
2.7.Определение минимальной длинны ремня

IAmin=∪Аnп=3,7610=0.376 м

IБmin=∪Бnп=5,2710=0.572 м

IВmin=∪Вnп=8,4710=0.847 м
2.8.Определение расчетной длинны ремня

IА=2αА+π2D2А+D1А+D2А+D1А24а

IА=2∙450+3,142200+100+200+10024∙450=1377 мм

IБ=2αБ+π2D2Б+D1Б+D2Б+D1Б24б

IБ=2∙630+3,142280+140+280+14024∙630=1927 мм
IВ=2αВ+π2D2В+D1В+D2В+D1В24в

IА=2∙1012,5+3,142450+225+450+22524∙1012,5=3197,25 мм


Принимаем IА=1400 мм; IБ=2000 мм; IВ=3150 мм;

2.9.Определение частоты пробега ремня

nпА=VАIА=3,761400=2,69 с-1

nпБ=VБIБ=5,272000=2,63 с-1

nпВ=VВIВ=8,473150=2,69 с-1
2.10.Уточнение межосевого расстояния

aА*=2IА-πD2А+D1А+2IА-πD2А+D1А2-8D2А-D1А28=

2∙1400-3,14200+100+2∙1400-3,14200+1002-8200-10028=315 мм

aБ*=2IБ-πD2Б+D1Б+2IБ-πD2Б+D1Б2-8D2Б-D1Б28=

2∙2000-3,14280+140+2∙2000-3,14280+1402-8280-14028=483 мм

aВ*=2IВ-πD2В+D1В+2IВ-πD2В+D1В2-8D2В-D1В28=

2∙3150-3,14450+225+2∙3150-3,14450+2252-8450-22528=761 мм
2.11.Определение угла обхвата меньшего шкива

^{αА=1800-D2А-D1АaА*∙570=1800-200-100315∙570=162}

αБ=1800-D2Б-D1БaА*∙570=1800-280-140483∙570=163,4

αВ=1800-D2В-D1ВaВ*∙570=1800-450-225761∙570=163,1

2.12.Определение полезного допускаемого напряжения в ремне

σFА=σF0А∙kαА∙kVА∙kpA,

σFБ=σF0Б∙kαБ∙kVБ∙kpБ,

σFВ=σF0В∙kαВ∙kVВ∙kpВ,

Принимаем предварительное напряжение в ремне σ0=1.18 МПа

тогда
σF0А=1.48 МПа. σF0Б=1.48 МПа. σF0В=1.48 МПа.
kαА-коэффициент, зависящий от угла обхвата.

Принимаем kαА= 0.96 kαБ= kαВ= 0.962
kVА-скоростной коэффициент, учитывающий ослабление сцепления ремня со шкивом под действием центробежных сил

Принимаем kVА=1.042 kVБ=1.036 kVВ=1.014

σFБ=1.48∙0.96∙1.042∙0.8=1.19МПа

σFБ=1.48∙0.962∙1.036∙0.8=1.18 МПа

σFБ=1.48∙0.962∙1.014∙0.8=1.18 МПа


2.13.Определение окружной силы

FtА=Pp∙103VА=4,591∙1033,76=1221 Н

FtБ=Pp∙103VБ=4,591∙1035,27=871 Н

FtВ=Pp∙103VВ=4,591∙1038,47=542 Н

2.14.Определение числа ремней

ZА=FtАS0А∙σFА=122181∙1,19=12,66

Округляем до 13;

ZБ=FtБS0Б∙σFБ=871138∙1,18=5,34

Округляем до 6;

ZВ=FtВS0В∙σFВ=542230∙1,18=1,97

Округляем до 2;
где S0А=81мм2 S0Б=138 мм2 S0В=230 мм2

2.15.Определение силы предварительного натяжения

Q0=σ0∙S0В∙ZВ=1,18∙230∙2=542,8 H
2.16.Определении максимального напряжения в ремне

σmax=σ0+0.5σF+σV+σиl

где σF-полезное напряжение от центробежных сил.

σF=FtВS0Б∙ZВ=542230∙2=4,71МПа;

Для резинотканевого клинового ремня ρm=1200кг/м

σV- напряжение от центробежных сил

σV=ρm∙ V2=120010-6∙8,472=0,086 МПа;
σиl-напряжение изгиба при отгибаний ремнем ведущего щкива.

σиl=EhD1В=70∙13,5225=4,2 МПа

E-модуль упругости

Тогда
σmax=1,18+0.5∙4,71+0,086+4,2=7,82 МПа
2.17.Определение срока службы ремня

t=107∂y∂MAXm3600∙Zm∙nn∙Cp,

где ∂y-предел выносливости ремня зависящий от его материала;

Zm-число шкивов в передаче

nn- частота пробегов ремня;

Cp- коэффициент учитывающий режим работы;

Cp=TiTmax6∙tчitчi,

Cp=16∙0,4+0,86∙0,2+0,46∙0,4=0469

t=10797,8283600∙2∙2,69∙0,469=3367ч

Полученная долговечность ремня вполне приемлема


3.Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Данные для расчета:

u-передаточное число 3,55

n1-частота вращения шестерни, мин-1 367,3

Т1- крутящий момент на валу шестерни, Н∙ м 60,89

tч- срок службы передачи, ч 13.5∙103

6. 3.1.ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости зубьев:

aω=kaU+1T1H∙KHβu∙ψba∙σHP2

где

ka-вспомогательный коэффициент, имеющий размерность МПа;

U- предаточное число;

T1H- крутящий момент на валу шестерни при расчете на контактную выносливость, Н м

σHP2- допустимое контактное напряжение, МПа. Так как в зацеплений участвуют шестерни и зубчатое колесо, то необходимое опрелделить соответствующей им

ka=495 МПа для рпямозубой передачи;

U=3,55- по данным расчета;

T1H=Т1=60,89- по данным расчета.



σHP1=σHeim1sH∙ZR∙ZV∙Ke∙KxH
σHP2=σHeim2sH∙ZR∙ZV∙Ke∙KxH;



В расчетную формулу определения межосевого расстояния подставляется меньшее из получаемых значений
σHP

где σH1и σH2 пределы контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующих эквивалентному числу циклов перемены напряжений МПа.

При выполнений проектировочного расчета предварительно принимается:

ZR∙ZV∙Ke∙KxH
=0.9,

где ZR-коэффициент учитывающий шерховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

ZV-коэффициент учитывающий окружную скорость;

Ke-
коэффициент учитывающий влияние смазки;
KxH
- коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса;
sH
- коэффициент безопасности;

Для зубчатых колес с однородной структурой материала
sH
=1.1
σHeim1=σHeim1∙KHe1;
σHeim2=σHeim2∙KHe2;

где
σHeim1 и σHeim2 -пределы выносливости поверхности зубьев шестерни и колеса, соответствующему базовому числу циклов перемены напряжений, МПа при HB≤350

KHe- Коэффициент долговечности;
σHeimB1=2HHB1+70;

σHeimB2=2HHB2+70;


где HHB1 и HHB2- твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Стремясь получить сравнительно небольшие размеры передачи и не высокую ее стоимость, принимаем для изготовления шестерни – сталь 40 ХН с улучшением, при этом HHB1 =260, а для изготовлений зубчатого колеса –сталь 40ХС с улучшением, при HHB2=240

При выборе материала и термообработки необходимо выполнять условие:
HHB1 =HHB2+20…30
Тогда:

σHeimB1=2∙260+70=590 МПа
σHeimB2=2∙240+70=550 МПа
KHe=NHONHE,

где NHO- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

NHE
- эквивалентное число циклов перемены напряжения.

Определяется в зависимости о данных графика нагрузки.

NHO1=30HHB12.4=30∙2602.4=1.87∙107
NHO2=30HHB22.4=30∙2402.4=1.56∙107 При постоянном значении частоты вращения зубчатых колес
ni=n=const


NHE=60∙tч∙n∙[Ti3Tn∙tzitz],



где Ti3 - частные значения нагрузок на шестерне или колесе, соответствующие i-тым участкам графика нагрузки, Н М;

Tn - наибольшее значение длительно действующих нагрузок на шестерни или колесе, Н м;

tzi- частные значения длительности нагрузок на i-тых участках графика

нагрузки, час;

В соответствии с графиком нагрузки.

Для шестерни:

NHE1=60∙tчn1[1T1HT1H3∙0.4tчtч+(0.8T1HT1H3∙0.2tчtч+0.4T1HT1H2∙0.4tчtч=

60
∙13,5∙103∙367,313∙0,4+0,83∙0,2+0,43∙0,4=15,7∙107

Для колеса:

NHE2=60∙tчn1u1[1T1HT1H3∙0.4tчtч+(0.8T1HT1H3∙0.2tчtч+0.4T1HT1H2∙0.4tчtч=

60
∙13,5∙103∙367,33,5513∙0,4+0,83∙0,2+0,43∙0,4=4,4∙107
При
NHE/NHO для непосредственной нагрузки принимаем
KHe=1

KHe1= KHe2=1

Тогда:
σHeimB1=σHeimB1∙ KHe1=590∙1=590 МПа
σHeimB2=σHeimB2∙ KHe2=550∙1=550 МПа

При этом

σHP1=σHeim1sH∙ZR∙ZV∙Ke∙KxH=5901.1∙0.9=483 МПа


σHP2=σHeim2sH∙ZR∙ZV∙Ke∙KxH=550/1.1
∙0.9=450 МПа

В расчетную формулу межосевого расстояния подставляем
σHP1=450 МПа

Для зубчаты колес из улучшенной к нормальной стали при несимметричном расположений зубчатых колес относительно опор
ψBA=0.315 для зубчатых колес с закаленной сталью
ψBA=0.25…..0.315

При симметричном расположений зубчаты колес относительно опор
ψBA=0.4 для подвижных зубчатых колес на валах коробок скоростей

ψBA=0.1…..0.2.
В редукторах для каждой последующей степени увеличивают на 20%.....30%.

Принимаем для одноступенчатого редуктора симметричное расположение зубчатых колес относительно опор.

Тогда
ψBA=0.4

KHe

зависит от расположения зубчатых колес относительно опор, твердости зубьев и величины
ψBd

ψBd=bω2dω1
отношение ширины зубчатого венца к начальному диаметру шестерни.

Но
ψBd=0.5u+1=0.5∙0.43,55+1=0.6

При
ψBd=0.6 и симметричном расположений зубчатых колес принимаем KHβ=1.05

Тогда

aω=4953,55+1 60,89∙1.053,55∙0.4∙4502=135мм

Принимаем aω=140 мм
Определение модуля зацепления

m=0.01…0.02aw=0.01∙140=1,4…2,8


По ГОСТ 9563-60 принимаем

m*=2мм

Суммарное число зубьев.

Zc=2∙aw*m*=2∙1402,0=186

Число зубьев шестерни и колеса.
Z1=ZcU+1=1403,55+1=30.7

Округляем Z1=31

Z2=Zc-Z1=140-31=109

Делительные диаметры шестерни и колеса

d1=dω=m∙Z1=2∙31=62мм

d2=dω2=m∙Z2=2∙109=218мм

Ширина зубчатых колес .

Ширина венца колеса:

Bω2=aw2*∙ψba=140∙0,4=56

Ширина венца шестерни:

Bω1= bw1*+(5…10)=66 мм

Диаметры вершин зубьев.

da1=dω1+2m*=62+2
∙
2=66мм

da2=dω2+2m*=218+4=222мм

Диаметры впадин зубьев.

df1=dω1-2.5m=62-2,5∙2=57мм

df2=dω2-2.5m=218-2,5∙2=213мм

Фактическое межосевое расстояние.
aω=dω+dω22=62+2182=140 мм



Окружная скорость и степень точности передачи.
υ=π∙dω1∙n16∙104=3,14∙62∙3676∙104=1.19 м/с

По таблице принимаем 9-ю степень точности.


3.2.Проверочный расчет

Определение контактны напряжений, действующих в зацеплений.

Условие прочности при контактной выносливости.

σH=ZHZMZE∙ωHt∙(u+1)dω1∙u≤σHP,
ZH-коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей в полосе зацепления;

ZM- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных материалов поверхностей зубьев;

ZE- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
ωHt-удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Принимаем

ZH=1.76

ZM=275H1|2мм
Для прямозубой передачи:

ZE=4-εa3,

где εa-коэффициент торцевого перекрытия.
Для прямозубой передачи εa=1.74

Тогда:

ZE=4-1.743=0.75
ωHt=Fhtbω2∙KHA∙KHB∙KHυ,

где Fht-исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость, Н

KHA-коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями.

KHυ-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузки, возникающую в зацеплений;
Fht=2T1H∙103dω1 = 2∙60,89∙10362=1964 H

KHA=1 – для прямозубой передачи;

KHυ=1,05-ранее принято;

Bω2 – ранее принято;

KHυ=1+νH,

где νH- динамическая добавка.

νH=ϖHυ∙Bω2KHA∙KHT∙KHB

где ϖHυ- удельная окружная динамическая сила Н/мм.

ϖHυ=_{H∙g0∙υ aωu,}

где _H-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификаций профиля головки зуба;

g0-коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

При KHB≤350 для прямых зубьев шестерни _H=0.006 и 9-й степени точности g0=73

Ранее принято υ=1.19 м/с, u=3,55
ωHt=0.006∙73∙1,191403,55=3,26H/мм

νH=3,26∙661964∙1∙1,05=0.10

KHυ=1+0.10=1.1

ωHt=196466∙1∙1,05∙1,1=34,37Нмм.

σH=1.76∙2.75∙0.7534,37(3,55+1)66∙3,55=296

Условие прочности выполнено.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе.

Условие прочности:

σF=YFYEYBωFtm≤σFP,

где YF-напряжение при изгибе, МПа;

YE-Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

m- модуль зацепления, мм;

Принимаем YF1=3.79 , YF2=3.60

Для прямозубой передачи YE=YB=1

ωFt=FFt∙KFd∙KFβ∙KFυBω2,

где FFt-исходная окружная расчетная сила при расчете на изгиб, Н.

Предварительно полагаем, что в зацеплении находится одна пара зубьев и принимаем для прямозубой передачи KFа=1.

При ψbd=0.7 и HHB≤350 при симметричном расположений зубчатых колес относительно опор принимаем KFв=1.06

KFυ=1+υF,

υF=ϖFυ∙Bω2FFt∙KFd∙KFβ=3,26∙661964∙1∙1,06=0.10,



По аналогий расчетом на контактную выносливость :
ωFυ=3,26 Н/мм; FFt=1964 Н; Bω2=66 мм

Тогда: KFυ=1+0.10=1.1

ωFt=1964∙1∙1.06∙1.166=34,6Нмм

σF1=3.79∙1∙134,62=65,5 МПа

σF2=σF1∙YF1YF2=65,5∙3.603.76=62,2 МПа

σFP=σFeimSF∙YR∙YS∙YXF,

где σFeim- предел выносливости материала зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений , МПа.

YR-коэффициент, учитывающий шероховатость.

σFeim=σFeimb∙KFg∙KFd∙KFc∙KFC,

∂Feimb-предел выносливости материала, МПа.

KFg-коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности.

KFd- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения электрохимической обработки.

В зависимости от принятых материалов и термообработки

σ0Feimb1=1.8HHB1=1.8∙260=486 МПа ,

σ0Feimb2=1.8HHB2=1.8∙240=432 МПа ,

Для улучшенных и нормализованных зубчатых колес :

KFg=1.1

KFс=1-γFcTF1∙nц1TF∙nц,

γFc-коэффициент, учитывающий влияние амплитуд напряжений противоположного знака;

TF1-исходная расчетная нагрузка, действующая в прямом направлений вращения, Н м;

Так как график нагрузки соответствует прямому направлению вращения, так и реверсивному.

nц1 и nц-числа циклов перемены напряжений соответственно при прямом направлений движения и при реверсе.

Для вышесказанного nц1=nц

Для зубчатых колес из нормализованной и улучшенной сталей

γFc=0.35

Тогда:

TF1∙nц1TF∙nц,
KFс=1-0.35∙1=0.65

FFE=mFNFONFE,

При HHB≤350 mF=6

При HHB>350 mF=9.

где NFO -базовое число циклов перемены напряжений изгиба, NFO=4∙106;

NFE
- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

При постоянном значений частоты вращения зубчатых колес ni=n=const

Для шестерни:

NFE1=60∙tчn1[1T1HT1H3∙0.4tчtч+(0.8T1HT1H3∙0.2tчtч+(0.4T1HT1H2∙0.4tчtч]

Для колеса:

NFE2=60∙tчn1u1[1T1HT1H3∙0.4tчtч+(0.8T1HT1H3∙0.2tчtч+(0.4T1HT1H2∙0.4tчtч]

NFE1=60∙25∙103∙970(1∙0.4+0.86∙0.2+0.46∙0.4)=139∙106

NFE2=NFE1u=139∙1063,55=39,1∙106

При
NFE>NF0 NFE=1

Принимаем FFE1=FFE=1

Тогда: SF=SF|∙SF||,

σHeimB1=468∙1.1∙1.1∙0.65∙1=368 МПа

σHeimB1=432∙1.1∙1.1∙0.65∙1=340 МПа

где SF|-коэффициент учитывающий нестабильность свойств материалов зубчатого колеса и ответственность передачи SF|=1.75

Принимаем SF||=1 для штамповок и поковок;

При m=2мм, YS=1.03.

При dа2=182мм, KXF=1.

Тогда

σFP1=3681.75∙1∙1.03∙1=217 МПа

σFP2=3401.75∙1∙1.03∙1=200 МПа

Условие прочности выполнено:
σF1=127.42<σFP1=217 МПа

σF2=125.6<σFP2=200 МПа


4.Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр валов при допускаемом напряжении τкр=25 МПа вычисляем по формуле:

dВ=316∙Tк∙103π∙τкр,

Ведущий вал.

dВ=316∙119,3∙1033,14∙25=28,971 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала:28 мм

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 3-й элемент (шестерня) выбираем диаметр вала: 35 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Выходной вал.
dВ=316∙423,5∙1033,14∙25=42 мм
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала:42 мм

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 3-й элемент (колесо) выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.


5.Конструктивные параметры элементов передач

5.1. Цилиндрическая шестерня редукторной передачи

Диаметр ступицы:

dступ=1,5…1,8dвал;

dступ=1,6∙35=56мм.

Длина ступицы:

Lступ=0,8…1,5dвал;

Lступ=0,9∙35=32 мм.

Длину ступицы, из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца b1.
Фаска

n=0,5mn;

где mn- нормальный модуль зацепления.
n=0,5∙2=1 мм.
5.2. Цилиндрическое колесо редукторной передачи

Диаметр ступицы:

dступ=1,5…1,8dвал;

dступ=1,5∙50=75 мм.

Длина ступицы:

Lступ=0,8…1,5dвал;

Lступ=0,8∙50=40 мм.

Длину ступицы, из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца b2=56 мм.

Толщина обода:

δ0=2,2mn+0,05b2;

δ0=2,2∙2+0,05∙56=7 мм.

Толщина диска:

C=0,3b2;

C=0,3∙56=17 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода=Df2-2δ0;

где Df2- диаметр впадин зубьев, мм.
Диаметр впадин зубьев:

Df2=Dw2-2,5mn;

Df2=218-2,5∙2=213 мм;

тогда

Dобода=213-2∙7=200 мм.

Диаметр центровой окружности:

DСотв=0,5Dобода+dступ;
DСотв=0,5∙200+75=135,5 мм.

Диаметр отверстий:

Dотв=Dобода-dступ4;

Dотв=200-754=31 мм.

Фаска

n=0,5mn;

где mn- нормальный модуль зацепления.
n=0,5∙2=1 мм.


5.3. Ведущий шкив клиноременной передачи
Диаметр ступицы:

dступ=1,5…1,8dвал;

dступ=1,8∙38=68 мм.

Длина ступицы:

Lступ=1,2…1,5dвал;

Lступ=1,2∙38=46 мм.

Толщина обода:

δ0=1,1…1,3h;

где h - высота обода,

δ0=1,2∙13,5=16 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода=D1-2δ0;

Dобода=225-2∙16=193 мм.
5.4. Ведомый шкив клиноременной передачи
Диаметр ступицы:

dступ=1,5…1,8dвал;

dступ=1,5∙28=42 мм.

Длина ступицы:

Lступ=1,2…1,5dвал;

Lступ=1,2∙28=34 мм.

Толщина обода:

δ0=1,1…1,3h;

где h - высота обода,

δ0=1,1∙13,5=15 мм.



Внутренний диаметр обода:

Dобода=D2-2δ0;

Dобода=450-2∙15=420 мм.
Диаметр центровой окружности:

DСотв=0,5Dобода+dступ;
DСотв=0,5∙420+42=330 мм.

Диаметр отверстий:

Dотв=Dобода-dступ4;

Dотв=450-424=102 мм.


6.ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОДИНЕНИЙ

Цилиндрическое шестерня 1-ой передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую с округленными торцами 10×8.

Размеры сечений шпонки и пазов и длинны шпонок по ГОСТ 23360-78

Материалы шпонки –Сталь 45 нормализованная.

Напряжение на смятие и условие прочности проверяем по формуле:

σсм=2∙T∙103dВ∙L-b∙(h-t),

σсм=2∙119,3∙10335∙60-10∙(8-5)=49,3 Мпа,
Где T=119,3-момент на валу; dВ=35 мм-диаметр вала; h=8 мм-высота шпонки; b=10 мм-ширина шпонки; L=60 мм-длинна шпонки;

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице σсм=75 МПа.

Проверим шпонку на срез.

τср=2∙T∙103dВ∙L-b∙b.
τср=2∙119,3∙10335∙60-10∙10=14,8 МПа≤σсм,
τср=0,6∙σсм=0,6∙75=45 МПа.

Все условия прочности выполнены.


Цилиндрическое колесо 1-ой передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую с округленными торцами 14×9.

Размеры сечений шпонки и пазов и длинны шпонок по ГОСТ 23360-78

Материалы шпонки –Сталь 45 нормализованная.

Напряжение на смятие и условие прочности проверяем по формуле:

σсм=2∙T∙103dВ∙L-b∙(h-t),
σсм=2∙423,5∙10350∙50-14∙(9-5,5)=134,4 Мпа,
Где T=423,5-момент на валу; dВ=50 мм-диаметр вала; h=9 мм-высота шпонки; b=14 мм-ширина шпонки; L=50 мм-длинна шпонки;

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице σсм=75 МПа.

Для данного элемента принимаем две шпонки расположенные под углом 180 градусов друг к другу.
Проверим шпонку на срез.

τср=2∙T∙103dВ∙L-b∙b.
τср=2∙423,5∙10350∙50-14∙14=33,6 МПа≤σсм,
τср=0,6∙σсм=0,6∙75=45 МПа.

Все условия прочности выполнены.


6.2 РАСЧЕТ ШПОНОК ДЛЯ ГИБКИХ ПЕРЕДАЧ

Для ведущего шкива.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую с округленными торцами 10×8.

Размеры сечений шпонки и пазов и длинны шпонок по ГОСТ 23360-78

Материалы шпонки –Сталь 45 нормализованная.

Напряжение на смятие и условие прочности проверяем по формуле:

σсм=2∙T∙103dВ∙L-b∙(h-t),

σсм=2∙60,9∙10338∙40-10∙(8-5)=35,6 МПа,
Где T=60,9-момент на валу; dВ=38 мм-диаметр вала; h=8 мм-высота шпонки; b=10 мм-ширина шпонки; L=40мм-длинна шпонки;

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице σсм=75 МПа.
Проверим шпонку на срез.

τср=2∙T∙103dВ∙L-b∙b.
τср=2∙60,9∙10338∙40-10∙10=10,6 МПа≤σсм,
τср=0,6∙σсм=0,6∙75=45 МПа.

Все условия прочности выполнены.


Для ведомого шкива.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую с округленными торцами 7×7.

Размеры сечений шпонки и пазов и длинны шпонок по ГОСТ 23360-78

Материалы шпонки –Сталь 45 нормализованная.

Напряжение на смятие и условие прочности проверяем по формуле:

σсм=2∙T∙103dВ∙L-b∙(h-t),

σсм=2∙119,3∙10328∙34-7∙(7-4)=105,2 МПа,
Где T=119,3-момент на валу; dВ=28 мм-диаметр вала; h=7 мм-высота шпонки; b=7 мм-ширина шпонки; L=34 мм-длинна шпонки;

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице σсм=75 МПа.

Для данного элемента принимаем две шпонки расположенные под углом 180 градусов друг к другу.
Проверим шпонку на срез.

τср=2∙T∙103dВ∙L-b∙b.
τср=2∙119,3∙10328∙34-7∙7=45 МПа≤σсм,
τср=0,6∙σсм=0,6∙75=45 МПа.

Все условия прочности выполнены.


7.КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Для одноступчатого цилиндрического редуктора толщину стенки корпуса и крышки, отвечают требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости вычисляют по формулам:

δ=0,025aw+1 и δ1=0,02aw+1

δ=0,025∙140+1=4,5;

δ1=0,02∙140+1=3,8.

После проведенного расчета получили, то принимаем 8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1,5δ=1,5∙4,5=6,75;

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1=1,5δ=1,5∙3,8=5,7;

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

p=2,35δ=2,35∙4.5=10,575;

при наличии бобышки:

p1=1,5δ=4,5=6,75;

p2=2,25…2,75δ=2,25∙4,5=10,125;

Толщина рёбер основания корпуса:

m=0,85…1δ=0,85∙4,5=3,825,

Округляем до 4.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается

h=0,4…0,5δ=0,4∙4,5=1,8;

Плоскости стенок, встречающихся под тупым углом, сопрягают радиусом r=0,5δ=0,5∙4,5=2,25;

Плоскости стенок, встречающихся под прямым углом, сопрягают радиусом

R=1,5δ=1,5∙4,5=6,75;



Толщина внутренних рёбер из – за более медленного охлаждения металла корпуса и крышки: m1=0,85…1δ1=0,85∙3,8=3,23≥6.

Принимаем 6 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число ≥4):

d1=0,03…0,036aw+12=0,03∙140+12=16,2 мм;

Диаметр болтов у подшипников

d2=0,7…0,75d1=0,7∙16,2=11,34 мм;

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d3=1,253Ттих≥10 мм;

d3=1,253423,5=9,38 мм≥10 мм;

Принимаем 10 мм.

Размер q, определяющий положение болтов d2:

q≥0,5d2+d4;

где d4 - диаметр винтов крепления подшипника M10.

15≥0,5∙10+10;

Высота бобышек hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно,

чтобы у всех бобышек иметь одинаковую высотуhб.

Диаметр штифтов:

dшт=0,8…1,0d3;

dшт=0,8∙10=8 мм.


8.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Для ведущего вала выбираем шарикоподшипник №307.

d = 35 мм;

D = 80 мм;

B = 21 мм;

r = 2.5 мм;

Рисунок. 1. Шарикоподшипник радиальный однорядный.

Грузоподъемность:

Динамическая C = 2620 кгс;

Статическая C0=1790 кгс;

Предельная частота вращения, (об/мин), при:

Пластической смазке – 8000

Жидкой смазке – 10000

Масса (приблизительно), кг – 0,44.
Для ведомого вала выбираем шарикоподшипник №310.

d = 50 мм;

D = 110 мм;

B = 27 мм;

r = 3.0 мм

Рисунок. 2. Шарикоподшипник радиальный однорядный.

Грузоподъемность:

Динамическая C = 4850 кгс;

Статическая C0=3630 кгс;

Предельная частота вращения, (об/мин), при:

Пластической смазке – 5000

Жидкой смазке – 6300

Масса (приблизительно), кг – 1,08


9.ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Для смазывания передач при окружной скорости вращения зубчатых колес 0,3 м/c < V < 12,5 м/с рекомендуется применять картерную смазку. В корпус редуктора масло заливают так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Смазывание элементов передач редуктора в проектируемом приводе производиться окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваймой мощности:
V=0,25∙Pр=0,25∙4,591=1,14775 дм3.
По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σнр=296 МПа и скорости Vр=1.19 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 170∙10-6 м/с. По таблице 10.10 принимаем масло ЦИЛИНДРОВАННОЕ - 11 ( по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передачи. При окружной скорости вращения колес брызгами масла покрываются все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

При необходимости для смазки подшипников качения выбираем пластическую смазку ЦИАТИМ – 201 по ГОСТ 6267-74. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняют ей.


10. ВЫБОР ПОСАДОК

10.1 Выбор посадок колец подшипников.

Быстроходный и тихоходный валы редуктора устанавливаются на

шариковые подшипники. Внутреннее кольца подшипников вращаются вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеют, следовательно, циркуляционное нагружение. По таблице 6.5 8 выбираем поле допуска вала: шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной

Нагрузки и подвергается местному нагружению. По таблице 6.6 8 определяем поле допуска отверстия – H7, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
10.2 Выбор посадки зубчатого колеса на вал.

Примем, что вращательный момент передается от колеса к валу

соединением с натягом. Для подбора посадки материала вала сталь 40Х (σT1=750 МПа). Материал колеса – сталь 40ХС (σT2=750 МПа). Сборка осуществляется нагревом колеса. Используем методику подбора посадок с натягом, изложенную в параграфе 3 гл. 5 8.

Устанавливаем колесо на вал с натягом k6 через шпонку.

10.3 Посадка муфты на выходной вал редуктора – H8h8.

Посадка муфты на выходной редуктор - H8h8.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11 8.


11.ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствий с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаю крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию и подергают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


Заключение
В настоящем курсовом проекте мной разработан привод, состоящий из клиноременной передачи и одноступенчатого цилиндрического редуктора.

В результате расчетов нами определены следующие параметры:

• 
  Передаточное число клиноременной передачи – 1,96;
  
• 
  Передаточное число передачи – 2;
  
• 
  Межосевое расстояние плоскоременной передачи – 761 мм;
  
• 
  Межосевое расстояние зубчатой цилиндрической передачи –135 мм;
  
• 
  Для привода предлагается использовать электродвигатель марки 4А132S8Y3, мощностью 4 кВт и частотой вращения 720 мин^-1 .