Московский государственный университет путей сообщения (МИИТ)

Защищено

С оценкой________

Председатель комиссии

____________/ /

« »___________2008 г.

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Пояснительная записка

СТ. КПДМ. 008 П3

Руководитель Гвоздев В.Д.

Исполнитель

Студент гр. ТДМ 311 Прудников А.А.

2008 г.

Введение

Курсовой проект разрабатывается на основании задания. Схема заданного привода включает:

1 - Электродвигатель;

2 - Фрикционная сцепная муфта;

3 - Редуктор;

4 - Соединительная муфта;

5 - Рабочий орган.

Привод работает по следующему принципу: вращающий момент с электродвигателя 1 через сцепную муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Муфта 2 автоматически размыкает приводную линию при перегрузке. Для компенсации смещений выходного вала редуктора и вала рабочего органа 5 используется муфта 4. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступень представляет собой шевронную передачу, вторая - прямозубую.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора. Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя n_сх= 3000 мин^-1;

2. Мощность на выходном валу N_в=10,5 кВт;

3. Частота вращения выходного вала n_в= 220 мин^-1;

4. Срок службы агрегата L_г= 4 года;

5. Число смен в сутки h_см= 0,4 ;

6. Продолжительность смены t_см= 8 ч;

7. Количество рабочих дней в году h_г= 308;

8. Выпуск агрегата мелкосерийный;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 1.



Рисунок 1 - Суточная гистограмма нагружения привода.

Относительная нагрузка: К₁=1 ; К₂=0,5 ; К₃=0,22 .

Относительное время работы: l₁=0,3 ; l₂=0,3 ; l₃=0,4 .

1. Техническая характеристика привода

1.1 Электродвигатель АИР 160S2/2910

Мощность Р_ДВ = 15кВт;

Частота вращения вала n_ДВ = 2910 мин^-1;

Отношение максимального момента к номинальному

;

Диаметр вала двигателя d = 42мм.

1.2 Муфта упругая с торообразной оболочкой

Номинальный вращающий момент Т = 80 Нм,

Допускаемая частота вращения n = 3000 мин^-1 ;

Диаметр на вал электродвигателя: d₁ = 42 мм,

Диаметр на вал редуктора d₂ = 30 мм,

Внешний диаметр муфты D = 160 мм,

Общая длина L = 185 мм,

Рабочая длина на валу редуктора l = 60 мм.

1.3 Двухступенчатый цилиндрический развёрнутый редуктор

КПД редуктора з_ред = 0,93;

Передаточное число редуктора u_р = 13,23;

Частота вращения валов редуктора n_Б = 2910 мин^-1 , n_Т = 220 мин^-1

Вращающие моменты на валах Т_Б = 37,63 Нм , Т_Т = 468,7 Нм ,

Консольные силы от действия муфты F_КБ = 600 Н, F_КТ = 54100 Н,

Габариты редуктора:

- высота 360 мм;

- ширина 264 мм

- длина 585 мм.

1.4 Муфта упругая с торообразной оболочкой

Номинальный вращающий момент Т = 800 Нм,

Допускаемая частота вращения n = 1560 мин^-1 ;

Диаметр на вал редуктора d = 60 мм,

Внешний диаметр муфты D = 320 мм,

Общая длина L = 330 мм,

Рабочая длина на валу редуктора l = 108 мм.

1.5 Привод

КПД привода з_пр = 0,87;

Мощность привода N = 12,07 кВт.

2. Кинематический и силовой расчёт привода

2.1. Вычисление КПД привода.

з_пр = з_М1 · з_ред · з_М2, (1)

где з_пр - КПД привода;

з_М1 - КПД фрикционной муфты;

з_ред - КПД редуктора;

з_М2 - КПД соединительной муфты.

Принимаем: з_М1 = 0,95;

з_М2 = 0,98;[2, табл. 1.1.]

Определяем КПД редуктора:

(2)

где з_1ст, з_2ст - КПД первой и второй ступени редуктора.

з_1ст = з_2ст = 0,98 [1, с. 5]

з_n - КПД пары подшипников; з_n = 0,99 [1, с. 5]

z = 3 - число пар подшипников.

з_ред = 0,99³ · 0,98 · 0,98 = 0,93.

з_пр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.

2.2 Вычисляем требуемую мощность электродвигателя

где - требуемая мощность электродвигателя.

2.3 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель АИР 160S2/2910, мощность которого Р_дв = 15кВт [2, табл. 24.9.]

n_дв =2910 мин^-1 - частота вращения вала двигателя.

2.4 Определяем требуемое передаточное отношение редуктора

2.5 Определяем передаточное отношение ступеней редуктора

2.6 Вычисляем частоты вращения валов

Быстроходный вал:

n_Б = n_дв =2910 мин^-1;

Промежуточный вал:

n_ПР = n_Б / u_1ст = 2910/4,47 = 651 мин^-1

Тихоходный вал:

n_Т = n_ПР / u_2ст =651/2,96=220 мин^-1

2.7 Определяем вращающие моменты на валах

Быстроходный вал:

Промежуточный вал:

Тихоходный вал:

3. Выбор муфт

Для соединения ведущего вала редуктора с валом электродвигателя предлагается фрикционная предохранительная муфта. Размер муфты выбираем по диаметрам валов двигателя и редуктора, расчётному вращающему моменту и допускаемой частоте вращения.

Согласно [1, стр. 270] :

Т_Р = к · Т_НОМ ;

где к = 1,3 - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия [1, стр. 272]

Т_Р = 1,3 · 37,63 = 48,9 Нм.

Так как допускаемая частота вращения муфты данного типа соответствующего типоразмера меньше частоты вращения быстроходного вала редуктора, принимаем муфту для постоянного соединения валов муфту упругую с торообразной оболочкой, с параметрами [1, табл. 11.7.]:

Т_Р = 1,5 · 52,4 = 78,2 Нм.

Номинальный вращающий момент Т = 80 Нм,

Допускаемая частота вращения n = 3000 мин^-1 ;

Диаметр на вал электродвигателя: d₁ = 42 мм,

Диаметр на вал редуктора d₂ = 30 мм,

Внешний диаметр муфты D = 160 мм,

Общая длина L = 185 мм,

Рабочая длина на валу редуктора l = 60 мм.

Для соединения выходного вала редуктора с валом рабочего органа принимаем упругую муфту с торообразной оболочкой. Размер муфты выбираем по диаметру выходного вала редуктора, расчётному вращающему моменту и допускаемой частоте вращения.

Т_Р = к · Т_НОМ = 1,5 · 468,7 = 703 Нм.

Принимаем для исполнения муфту с параметрами [1, табл. 11.7.]:

Номинальный вращающий момент Т = 800 Нм;

Допускаемая частота вращения n = 1560 мин^-1 ;

d = 60 мм; D = 320 мм; L = 330 мм; l = 108 мм;

допускаемые смещения: радиальное 3,0 мм, осевое 3,6 мм, угловое 1,5?.

4. Описание конструкции редуктора

Конструкцию редуктора составляют две зубчатые цилиндрические ступени: быстроходная шевронная и тихоходная прямозубая.

В качестве опор валов используем радиальные шариковые подшипники, так как они наиболее дешевые и простые в изготовлении. На промежуточный вал устанавливаем радиально-упорные подшипники, т.к. на этом вале радиальные не выдерживают необходимую продолжительность работы. Валы делаем ступенчатыми из стали 45.

Быстроходный и промежуточный вал делаем плавающими из-за шевронной зубчатой передачи.

Для смазки зубчатой передачи используем марку масла И-Г-А-32 объемом 9 л.

Для смазки подшипников используем пластичную смазку Литол-24.

Для удобства монтажа зубчатых колес на валы, на валах делаем скосы.

5. Конструкция и проектный расчет валов

Для удобства монтажа деталей, располагаемых на валах, валы выполняем ступенчатыми. Для снижения концентраций напряжений переходные участки вала между двумя ступенями разных диаметров выполняем галтелью. Для фиксации деталей на валах используем посадку с натягом. Поверхность вала под посадку с натягом шлифуем. Для избежания проворота муфты или шестерни относительно вала принимаем шпоночное соединение.

Валы изготавливаем из стали 45 т.о. улучшения.

5.1. Расчет быстроходного вала. (Рисунок 5.1.)

Рисунок 5.1. Быстроходный вал.

5.1.1 Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала

где Н/мм²- допускаемое напряжение кручения.

Принимаем d_хв1=30 мм - согласно выбранной муфте.

5.1.2 Находим значение вала под уплотнение

где h_шп - высота шпонки

t₁ - глубина шпоночного паза на хвостовике.

Принимаем t₁=4 мм и h_шп=7 мм

d_y1?30 + (7 - 4) =33 мм.

Принимаем d_y1=35 мм

5.1.3 Определяем значение диаметра вала под подшипник

Принимаем d_n1=35 мм.

5.1.4 Находим радиус галтели на переходных участках вала.

Принимаем r = 1,5 мм

5.1.5 Определяем диаметр вала под шестерню.

d_ш1=d_n+2·f +2

где f = 1,5 - размер фаски на мазеудерживающем кольце

d_ш1=35 + 2·1,5 + 2 = 40 мм.

Шестерню выполняем вместе с валом, т.к. диаметр впадин зубьев d_f1=31,36 мм меньше диаметра вала под шестерню.

5.1.6 На концах вала выполняем фаски С =2,5 мм

5.2 Расчет промежуточного вала. (Рисунок 5.2.)

Рисунок 5.2. Промежуточный вал.

5.2.1 Определяем диаметр вала под колесо и шестерню

Принимаем d_зк=39 мм.

5.2.2 Определяем значение диаметра вала под подшипник

Принимаем

d_n2 = d_зк2 -2-2•1,5 = 39 - 5 = 34 мм.

Принимаем d_n2 = 35 мм.

5.2.3 Радиус галтели на переходных участках вала

Принимаем r = 1,5 мм

5.2.4 На концах вала выполняем фаски С₁ =2,5 мм

5.2.5 Для удобства монтажа зубчатых колёс на вал перед шпоночными пазами делаем скосы а = 8 мм, б = 10?

5.2.6 Определяем диаметр заплечика вала

d_З2 = d_зк2 + 2 · f +2 = 39 + 2 · 1,5 + 2 = 44 мм.

где f = 1,5 мм - фаска на зубчатом колесе.

5.3 Расчет тихоходного вала. (Рисунок 5.3.)

Рисунок 5.3

5.3.1 Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала

Принимаем d_хв3 = 60 мм - согласно выбранной муфты.

5.3.2 Находим диаметр вала под уплотнение

= 60 + (11 - 7) = 64 мм.

Принимаем t₁ = 7 мм и h_шп = 11 мм

Принимаем d_y3 = 65 мм

5.3.3 Определяем значение диаметра вала под подшипник

Принимаем d_n3 = 65 мм.

5.3.4 Определяем диаметр вала под колесо

d_к3=d_n3 +2 = 65 + 2·2+2 = 71 мм.

5.3.5 Находим радиус галтели на переходных участках вала.

Принимаем r = 1,5 мм

5.3.6 На концах вала выполняем фаски С₁ = С₂=2,5 мм

5.3.7 Для удобства монтажа зубчатого колеса на вал перед шпоночным пазом делаем скос а = 15 мм, б = 10?

5.3.8 Определяем диаметр заплечика вала

d_З3 = d_зк3 + 2 · f +2 = 71 + 2 · 2 + 2 = 77 мм.

6. Расчёт зубчатых передач

6.1 Расчёт тихоходной ступени редуктора

6.1.1 Выбор материалов

В качестве материала с повышенной ударной вязкостью принимаем:

- для изготовления шестерни сталь 40Х с термообработкой улучшение и твёрдостью НВ 249…302;

- для изготовления колеса сталь 45 с термообработкой улучшение и твёрдостью НВ 235…262.

6.1.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

N₀ = 30 · (НВ_СР)^2,4;

для шестерни

N₀₁ = ;

для колеса

N₀₂ = ;

б) по напряжениям изгиба:

N_F01 = N_F02 = 4 · 10⁶.

6.1.3 Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

(3)

где L_h - срок службы.

L_h = L_г · h_см · t_см · h_г = 308 · 8 · 0,4 · 4 = 3942,4 часов;

б) по напряжениям изгиба:

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше НВ 350 m = 6.

Тогда,

;

6.1.4 Находим коэффициент долговечности

а) Контактных напряжений.

;

Для шестерни:

;

принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

принимаем K_HL2=1.

б) напряжения изгиба

Т.к. фактическое число циклов перемен напряжений больше базового, принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

6.1.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

у⁰_нlimb=2·HB+70

(1, таб. 3.2)

Для шестерни:

у⁰_нlimb₁=2· МПа.

Для колеса:

у⁰_нlimb₂=2· МПа.

б) для напряжений изгиба

Для т.о. улучшения: (1, таб. 3.9)

у⁰_Flimb= 1,8 НВ;

у⁰_Flimb1= 1,8 МПа;

у⁰_Flimb2= 1,8 МПа.

6.1.6 Вычисляем допускаемые контактные напряжения

;

-- коэффициент безопасности, при объемной термообработке принимаем ;

МПа;

МПа;

6.1.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба

(4)

где - коэффициент зависящий от вероятности безотказной работы, =1,75 (1, таб. 3.9)

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, =1,15;

МПа;

 МПа.

Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи

6.1.9 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.

; (5)

где К_Нв-коэффициент нагрузки, К_Нв=1,25 ;

Ш_ba-коэффициент ширины зубчатого венца;

Принимаем Ш_ba=0,25 для прямозубой передачи ;

МПа;

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_W=200 мм .

6.1.10 Вычисляем требуемое значение модуля зацепления

m_n=(0,01…0,02)·а_W=(0,01…0,02)·200=2ч4 мм

принимаем m_n=2 мм

6.1.11 Определяем число зубьев шестерни и колеса Zi:

Z_?=

Z₁= Z_?/(u+1)=200/(2,96+1)=50,5;

Принимаем Z₁=50.

Z₂=200-50=150;

Принимаем Z₂=150.

6.1.12 Определяем основные размеры шестерни и колеса:

а) диаметры делительных окружностей

d=m_n·z;

d₁=2·50=100 мм;

d₂=2·150=300 мм;

Проверка:

а_W=(d₁+d₂)/2;

200=(100 +300)/2=200

б) диаметр окружностей вершин:

da₁=d₁+2·m_n=100+2·2=104 мм;

da₂=d₂+2·m_n=300+2·2=304 мм;

в) диаметры окружностей впадин:

df=d - 2,5·m_n;

df₁=100 - 2·2,5=95 мм;

df₂=300 - 2·2,5=295 мм.

г) ширина колеса и шестерни:

b₂=Ш_ba·a_W;

b₂=0,25·200=50 мм;

b₁=b₂+5=50+5=55 мм.

6.1.13 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

Ш_bd=b₁/d₁;

Ш_bd=50/100=0,5.

6.1.14 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи

;

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности.

6.1.15 Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв·K_Hб·K_HV (6)

где K_Hб- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hб=1;

K_HV- коэффициент динамической нагрузки, K_HV=1,1

K_Hв- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

K_Hв=1,2

K_H=1·1,1·1,2=1,32

6.1.16 Проверка контактных напряжений

 (7)

МПа < МПа.

6.1.17 Силы, действующие в зацеплении

а) окружная

Н;

б) радиальная

Рr =P·tg б;

Рr =3264 · tg 20є=1188 Н;

6.1.18 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

где К_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

Y_в - коэффициент компенсации погрешности применения расчетной схемы, в которой зуб рассматривается как балка;

К_Fб - коэффициент учёта неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

К_F = К_Fв · К_Fх

Принимаем К_Fв = 1,1

К_Fх = 1,25

К_F = 1,1 · 1,25 = 1,375

Определяем Y_F для шестерни и колеса.

Y_F1 = 3,66

Y_F2 = 3,6

Определяем допускаемые напряжения [у_F]

[у_F] = ,

где [n_F] - коэффициент запаса прочности.

[n_F] = 1,75

[у_F1] = ,

[у_F2] = ,

Находим отношение у_F/ Y_F

у_F1/ Y_F1 = 283,4/3,66 = 77,4 Н/мм²

у_F2/ Y_F2 = 255,6/3,6 = 71 Н/мм²

6.1.19 Проверка зубчатой передачи на статическую прочность от действия перегрузок.

Т_max / T_ном = 1,4

T_ном = 9550 · Р_дв / n_дв = 9550 · 15 / 2910 = 49,2 Нм

Т_max = 49,2 · 1,4 = 68,9 Нм

К_max = Т_max / Т₁,

где Т₁ - требуемый момент на быстроходном валу.

К_max = 68,9/ 37,63 = 1,83

Находим контактные напряжения

у_Hmax = у_H · ,

где у_H -- наибольшее значение контактных напряжений шестерни или колеса.

у_Hmax = 472,2 · = 638,8 Н/мм²

у_Fmax = у_F · К_max,

где у_F -- наибольшее значение изгибных напряжений шестерни или колеса.

у_Fmax = 161,6 · 1,83 = 295,7 Н/мм²

Для термообработки улучшение:

[у_Fmax] = 2,7 · НВ

[у_Нmax] = 2,8 · у_Т,

где у_Т - предел текучести материала. Для стали 45 у_Т = 650 мПа.

[у_Fmax] = 2,7 · (249 + 302) / 2 = 743,9 Н/мм² > у_Fmax

[у_Нmax] = 2,8 · 650 = 1820 Н/мм² > у_Hmax

Условие статической прочности выполняется.

6.2. Расчёт быстроходной ступени редуктора

6.2.1 Выбор материалов

Для быстроходной ступени принимаем те же материалы, что и для тихоходной.

Для шестерни: - сталь 40Х т.о. улучшения твёрдостью НВ 249…302;

Для изготовления колеса сталь 45 с термообработкой улучшение и твёрдостью НВ 235…262.

6.2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

N₀ = 30 · (НВ_СР)^2,4;

для шестерни

N₀₁ = ;

для колеса

N₀₂ = ;

б) по напряжениям изгиба:

N_F01 = N_F02 = 4 · 10⁶.

6.2.3 Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

(3)

L_h = 3942 часов;

n_i = n_Б = 2910 мин ^-1

б) по напряжениям изгиба:

При твёрдости меньше НВ 350 степени кривой усталости m = 6.

Тогда

;

6.2.4 Находим коэффициент долговечности

а) Контактных напряжений

;

Для шестерни:

;

принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

принимаем K_HL2=1.

б) напряжения изгиба

Т.к. фактическое число циклов перемен напряжений больше базового, принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

6.2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

у⁰_нlimb=2·HB+70.

Для шестерни:

у⁰_нlimb₁=2· МПа.

Для колеса:

у⁰_нlimb₂=2· МПа.

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшения:

у⁰_Flimb= 1,8 НВ;

⁰_Flimb1= 1,8 МПа;

у⁰_Flimb2= 1,8 МПа.

6.2.6 Вычисляем допускаемые контактные напряжения

;

-- коэффициент безопасности, при объемной термообработке принимаем ;

МПа;

МПа;

6.2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:

=1,75

=1,15;

 МПа;

МПа.

Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

6.2.9 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба

; (5)

где К_Нв-коэффициент нагрузки, К_Нв=1,25 ;

Ш_ba-коэффициент ширины зубчатого венца;

Принимаем Ш_ba=0,6 для шевронной передачи ;

МПа;

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_W=100 мм .

6.2.10 Вычисляем требуемое значение модуля зацепления:

m_n=(0,01…0,02)·а_W=(0,01…0,02)·100=1 ч2 мм

принимаем m_n=2 мм

6.2.11 Определяем угол наклона и число зубьев шестерни и колеса.

Угол наклона зубьев для шевронной передачи принимаем в=40?.

Z_?=

Z₁= Z_?/(u+1)=76,6/(4,47+1) =14;

Принимаем Z₁=14.

Z₂=76,6-14=62,6.

Принимаем Z₂= 63.

Тогда Z_? = 77

Определяем уточнённое значение угла наклона зубьев

cosв = Z_? · m_n / (2 ·а_W) = 77 · 2 / (2 · 100) =0,77

в = 39,6

6.2.12 Определяем основные размеры шестерни и колеса

а) диаметры делительных окружностей

d=m_n·z/cosв;

d₁=2·14/0,77=36,36 мм;

d₂=2·63/0,77=163,64 мм;

Проверка:

а_W=(d₁+d₂)/2;

100=(36,36+163,64)/2=100.

б) диаметр окружностей вершин:

da₁=d₁+2·m_n=36,36+2·2=40,36 мм;

da₂=d₂+2·m_n=163,64+2·2=167,64 мм;

в) диаметры окружностей впадин:

df=d - 2,5·m_n;

df₁=36,36 - 2,5·2=31,36 мм;

df₂=163,64 - 2,5·2=158,64 мм.

г) ширина колеса и шестерни:

b₂=Ш_ba·a_W;

b₂=0,6·100=60 мм;

b₁=b₂+5=60+5=65 мм.

6.2.13 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

Ш_bd=b₁/d₁;

Ш_bd=65/36,36=1,79.

6.2.14 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи

;

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности.

6.2.15 Определяем коэффициент нагрузки

K_H=K_Hв·K_Hб·K_HV

где K_Hб- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hб=1,1;

K_HV- коэффициент динамической нагрузки, K_HV=1

K_Hв- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

K_Hв=1,25

K_H=1,1·1,25·1=1,375

6.2.16 Проверка контактных напряжений

(7)

МПа = МПа.

6.2.17 Силы, действующие в зацеплении

а) окружная

Н;

б) радиальная

Рr =P·tg б/cosв;

Рr =2070·tg 20є/0,77=978 Н;

в) осевая

Рr = P·tg б = 2070• tg 20є = 753 Н;

6.2.18 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

К_F = К_Fв · К_Fх

Принимаем К_Fв = 1,12

К_Fх = 1,3

К_F = 1,12 · 1,3 = 1,456

Для нахождения Y_F определяем эквивалентное число зубьев z_v для шестерни и колеса.

Y_F1 = 3,8

Y_F2 = 3,6

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fб.

Y_в = 1 - в^є / 140 = 1 - 39,6 / 140 = 0,72

К_Fб = 1 / (0,9 · е_б),

где е_б - коэффициент торцевого перекрытия.

е_б=(1,88-3,2(1/z₁+1/z₂))·cosв = (1,88-3,2(1/14+1/63))·0,77 =1,23

К_Fб = 1 / (0,9 · 1,23) = 0,9

Определяем допускаемые напряжения [у_F]

[у_F] = ,

где [n_F] - коэффициент запаса прочности.

[n_F] = 1,75

[у_F1] = ,

[у_F2] = ,

Находим отношение у_F/ Y_F

у_F1/ Y_F1 = 283,4/3,8 = 74,6 Н/мм²

у_F2/ Y_F2 = 255,6/3,6 = 71 Н/мм²

7. Конструирование и расчёт размеров зубчатых колёс

Зубчатые колёса выполняем состоящими из обода с зубьями, ступицы и диска, который соединяет обод со ступицей. Конструкция колеса быстроходной и тихоходной ступени представлены на рисунке 7.1. и 7.2.

Рисунок 7.1. Зубчатое колесо промежуточного вала.	Рисунок 7.2. Зубчатое колесо тихоходного вала.

Заготовку зубчатых колёс изготавливаем свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Для обеспечения фиксации зубчатые колёса устанавливаем на валы по посадке с натягом. Поверхность ступиц под посадку с натягом шлифуем.

7.1 Расчёт колеса быстроходной ступени

7.1.1 Расчёт ступицы

Расчёт осуществляем по

d_СТ = 1,6 d_В ,

где d_В = d_ЗК - диаметр вала.

d_СТ = 1,6 ·39 = 63 мм,

Принимаем d_СТ = 65 мм.

l_СТ = (1,2… 1,5) · d_ЗК2 = (1,2… 1,5) · 39 = 46,8… 58,5 мм,

Принимаем l_СТ = 58 мм

7.1.2 Толщина обода

д= (3…4) · m_n = (3…4) · 2 = 6…8 мм,

Принимаем д = 8 мм

7.1.3 Толщина диска

с = 0,3 · b = 0,3 · 60 = 18 мм,

принимаем с = 20 мм

где b=60 мм - ширина венца колеса.

7.1.4 Фаска

f = 0.5· m_n = 0.5 · 2 = 1 мм

7.2 Расчёт колеса тихоходной ступени

7.2.1 Расчёт ступицы

Расчёт осуществляем по

d_СТ = 1,6 d_В = 1,6 ·71 = 113,6 мм,

Принимаем d_СТ = 115 мм.

l_СТ = (1,2… 1,5) · d_ЗК2 = (1,2… 1,5) · 71 = 85… 106,5 мм,

Принимаем l_СТ = 90 мм

7.1.3 Толщина обода

д = (3…4) · m_n = (3…4) · 2 = 6…8 мм,

Принимаем д = 8 мм

7.2.3. Толщина диска

с = 0,3 · b = 0,3 · 50 = 15 мм,

Принимаем с = 15 мм

7.1.4 Фаска

f = 0.5· m_n = 0.5 · 3 = 1,5 мм

7.2 Конструирование шестерни быстроходной ступени

Шестерню выполняем заодно с валом, то есть вал-шестерня, так как диаметр впадин зубьев шестерней d_f1 = 31,36 мм, меньше диаметра вала под шестерню d = 40 мм. Ширина шестерни 65 мм.

7.3 Конструирование шестерни тихоходной ступени

Шестерню конструируем насадной, то есть отдельно от вала. Ширину шестерни принимаем 55 мм.

8. Конструирование и расчёт размеров корпуса редуктора

Корпус выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов. В качестве материала для корпуса принимаем чугун СЧ 12-28.

Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.

Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса делаем окно закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие.

Для захвата редуктора при подъёме делаем на основании корпуса приливы в виде крюков. Для подъёма крышки делаем на ней проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно [1, с. 243 ]:

- длина 35 мм, - диаметр 10 мм, - конусность 1:50.

Расчёт размеров корпуса редуктора.

Расчёт осуществляем по рекомендациям книги [1, табл. 10,2]:

8.1. Толщина стенок:

- корпуса:

д = 0,025 · d_WT + 3= 0,025 · 200 + 3 = 8 мм,

где d_WT = 200 мм - межосевое расстояние тихоходной ступени;

принимаем д = 8 мм

- крышки:

д₁ = 0,02 · d_WT + 3= 0,02 · 200 + 3 = 7 мм,

Принимаем д₁ =д = 8 мм.

8.2 Толщина фланцев основания и крышки

- верхний фланец основания корпуса:

b = д · 1,5 = 8 · 1,5 = 12 мм;

- фланец крышки:

b₁ = д · 1,5 = 8 · 1,5 = 12 мм;

- нижний фланец основания корпуса:

р = д · 2,35 = 8 · 2,35 = 18,8 мм;

Принимаем р = 20 мм.

8.3 Толщина рёбер жёсткости

- основания корпуса:

m = д · (0,85…1) = 8 ·(0,85…1) = 6,8…8 мм;

Принимаем m = 8 мм.

- крышки:

m₁ = д₁ · (0,85…1) = 8 ·(0,85…1) = 6,8…8 мм;

Принимаем m₁ = 8 мм.

8.4 Диаметр фундаментных болтов

d₁ = ( 0,03 … 0,036 ) · d_WT + 12 = ( 0,03 … 0,036 ) · 200 + 12 = = 18 … 19,2 мм,

Принимаем d₁ = 18 мм.

8.5 Диаметр болтов у подшипников

d₂ = ( 0,7 … 0,75 )·d₁ = ( 0,7 … 0,75 )·18 = 12,6 … 13,5 мм,

Принимаем d₂ = 13 мм.

8.6 Диаметр болтов на фланцах

d₃ = ( 0,5 … 0,6 )·d₁ = ( 0,5 … 0,6 )·18 = 9 … 10,8 мм,

Принимаем d₃ = 10 мм.

8.7 Зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса

А = д · (1…1,2) = 8 ·(1…1,2) = 8…9,6 мм;

Принимаем А = 10 мм.

8.8 Размеры штифта

Диаметр:

d_шт = d₃ = 10 мм.

Длина:

l_шт = b + b₁ + (3 … 5) = 15 + 15 + (3 … 5) = 33…35 мм

Принимаем l_шт = 35 мм.

8.9 Размер q, определяющий положение болтов у подшипников

q ? 0,5 · d₂ + d₄ ? 0,5 · 14 + 8 ? 15 мм,

где d₄ = 8 мм - диаметр болта крепления крышки подшипника.

q = 20 мм

9. Конструирование подшипниковых узлов

Выбираем радиальные однорядные шариковые подшипники. Они воспринимают радиальные и небольшие осевые нагрузки, допускают перекос наружного кольца относительно внутреннего до 10-15^/ .

Быстроходный вал плавающий, его осевое положение определяют наклоненные в разные стороны зубья полушевронов. Подшипники устанавливаем на валы по посадке с натягом. При этом принимаем поле допуска для валов к6. Установку подшипников в корпус осуществляем по посадке с зазором, с полем допуска отверстия корпуса Н7 [1, табл.9.11]. Для избежания попадания засорителей в подшипниковый узел с наружной стороны применяем крышки, которые изготавливаем из чугуна СЧ 15-32. С внутренней стороны подшипник закрываем мазеудерживающим кольцом. Крышки выполняем привёртными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполнены глухими. Размеры крышек определяем по рекомендациям [2, с.169]:

- быстроходный вал: диаметр в корпусе редуктора D = 85 мм, толщина стенок д = 6 мм, диаметр отверстий под крепёжные болты d = 8 мм, количество крепёжных болтов z = 4;

- промежуточный вал: D = 85 мм, д = 6 мм, d = 8 мм, z = 4;

- тихоходный вал: D = 120 мм, д = 7 мм, d = 10 мм, z = 6;

Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.

Подшипники смазываем пластичным материалом литол-24. Смазка осуществляется при снятии крышки подшипника.

Для быстроходного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные серии 207 (ГОСТ 8338-75):

- диаметр установки на вал d_П1 = 35 мм;

- диаметр установки в корпус D₁ = 72 мм;

- ширина В₁ = 17 мм;

- размер фасок r = 2 мм;

- грузоподъёмность С = 25,5 кН; С₀ = 13,7 кН;

Для промежуточного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные серии 207 (ГОСТ 8338-75):

d_П2 = 35 мм; D₂ = 72 мм; В₂ = 17 мм; r = 2 мм; С = 25,5 кН;

С₀ = 13,7 кН;

Для тихоходного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные серии 213 (ГОСТ 8338-75):

d_П3 = 65 мм; D₃ = 120 мм; В₃ = 23 мм; r = 2,5 мм; С = 56 кН; С₀ = 34 кН;

10. Конструирование системы смазки

В конструкции применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Колёса при вращении увлекают масло, и образуется взвесь частиц масла, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

При линейной скорости колеса тихоходной ступени v = 3,41 м/с, контактных напряжениях у_Н = 459 мПа и рабочей температуре t =50⁰С рекомендуемая вязкость масла составляет 28 мм²/с [2, табл. 11.1]. Согласно вязкости масла принимаем марку смазки И-Г-А-32 [2, табл. 11.2].

Определяем уровень масла [2, стр. 200]:

h = (2?m … 0,25?d_2T) = (2?3 … 0,25?295) = 6…73,8 мм

Определяем необходимый объём масла [1, стр. 251]:

Принимаем V = 9 л.

Смазывание подшипниковых узлов осуществляем пластичной смазкой Литол-24, которая закладывается при сборке. Для отделения подшипникового узла от картерной смазочной системы устанавливаем мазеудерживающие кольца. Для избежания утечек смазки из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты согласно [2, табл. 24.26].

Для заливки масла и осмотра редуктора выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа толщиной:

д_к = (0,01…0,012)L ? 2 мм [2, с. 315],

где L = 150 мм - длина крышки

д_к = 1,5…1,8 мм

Принимаем д_к = 2 мм. Ширину крышки принимаем В_К = 100 мм. Для закрепления крышки принимаем 4 болта М8.

В нижней части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Под пробку и крепёжные болты ставим прокладки из масло стойкой резины в качестве уплотнения. ставим уплотняющую прокладку из маслостойкой резины. Параметры пробки принимаем согласно [2, с. 205]: d = М16х1,5; D₁ = 21,9 мм;

D = 25 мм; L = 24 мм; l = 13 мм; b = 3 мм; t = 3 мм.

Днище редуктора выполняем с наклоном 2⁰ в сторону маслоспускного отверстия. Уровень масла определяется жезловым маслоуказателем, который вкручмвается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М12. Для избежания протекания масла плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком или жидким стеклом.

11. Определение нагрузок, действующих на валы и опоры

11.1 Определение нагрузок на быстроходном валу

Р_Б =2070 Н; P_rБ = 978 Н; Т_Б = 37,63 Н•м.

11.1.1 Определяем консольную силу от действия муфты

F_K = (50 … 125)• =(50 … 125)• = 307…767 Н;

Принимаем F_K = 600 Н.

11.1.2 Определение реакций опор в плоскости XZ:

11.1.3 Определение реакций опор в плоскости YZ

11.1.4 Определение суммарных реакций в опорах

11.1.5 Определение изгибающих моментов в плоскости XZ:

Первый участок:

При Z₁ =0;

При Z₁ =75 мм;

Третий участок:

При Z₂ =0;

При Z₂ =120 мм;

М_У2=940•120=112800 Н•мм

11.1.6 Определение изгибающих моментов в плоскости YZ

Первый участок:

Второй участок:

При Z₂ =0;

При Z₂ =60 мм;

М_Х2=-652•60=-39120Н•мм

11.2 Определение нагрузок на промежуточном валу

Р_Б =2070 Н; P_rБ = 978 Н; Р_Т =3264 Н; P_rТ = 1188 Н; Т_ПР = 163,2 Н•м;

11.2.1 Определение реакций опор в плоскости XZ:

11.2.2 Определение реакций опор в плоскости YZ:

11.2.3 Определение суммарных реакций в опорах

11.2.4. Определение изгибающих моментов в плоскости XZ

Первый участок:

При Z₁ =0;

При Z₁ =60 мм;

Третий участок:

При Z₂ =0;

При Z₂ =55 мм;

11.2.5 Определение изгибающих моментов в плоскости YZ

Первый участок:

При Z₁ =0;

При Z₁ =60 мм;

Второй участок:

При Z₂ = 0;

При Z₂ = 55 мм;

11.3 Определение нагрузок на тихоходном валу

Р_Т =3264 Н; P_rТ = 1188 Н; Т_Т = 468,7 Н•м.

11.3.1 Определяем консольную силу от действия муфты

F_K = 250•= 250• = 5410 Н;

11.3.2 Определение реакций опор в плоскости XZ

11.3.3 Определение реакций опор в плоскости YZ

11.3.4 Определение суммарных реакций в опорах

11.3.5 Определение изгибающих моментов в плоскости XZ

Первый участок:

При Z₁ =0;

При Z₁ =113 мм;

Второй участок:

При Z₂ =0;

При Z₂ =95 мм;

11.3.6 Определение изгибающих моментов в плоскости YZ

Первый участок:

Второй участок:

При Z₂ =0;

При Z₂ =113 мм;

12. Расчёт подшипников качения

12.1 Расчёт подшипников качения быстроходного вала

F_r1 = 840 H; F_r2 = 955 H;С = 25,5 кН;С₀ = 13,7 кН. [L] = 3942,4 ч.

12.1.1 Определяем эквивалентную нагрузку для более нагруженной опоры 2:

(12.1.)

где V - коэффициент учитывающий, какое из колец подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца V = 1.

F_r - радиальная нагрузка;

K_T = 1 - температурный коэффициент;

K_Б = 1,5 - коэффициент безопасности.

Х=1 и У=0 при отсутствии осевой силы.

12.1.2 Определяем эквивалентную нагрузку с учётом гистограммы нагружения для более нагруженной опоры 1.

(12.2.)

12.1.3 Определяем долговечность подшипника по формулам

(12.3.)

(12.4.)

где n = 2910 об/мин - частота вращения подшипника;

m = 3 - для шариковых подшипников.

12.2 Расчёт подшипников качения промежуточного вала

F_r1 = 2358 H; F_r2 =3040 H; С = 25,5 кН;С₀ = 13,7 кН. [L] = 3942,2 ч.

12.2.1 Определяем эквивалентную нагрузку для более нагруженной опоры 2 по формуле (12.1)

12.2.2 Определяем эквивалентную нагрузку с учётом гистограммы нагружения для опоры 2 по формуле (12.2.):

12.2.3 Определяем долговечность подшипника по формулам (12.3.) и (12.4.):

где n = 651 об/мин - частота вращения подшипника;

12.3. Расчёт подшипников качения тихоходного вала.

F_r1 =4266 H;F_r2=6430 H; С = 56 кН; С₀ = 34 кН; [L] = 3942,4 ч.

12.3.1 Определяем эквивалентную нагрузку для более нагруженной опоры 2 по формуле (12.1):

12.3.2 Определяем эквивалентную нагрузку с учётом гистограммы нагружения для опоры 2 по формуле (12.2.):

12.3.3 Определяем долговечность подшипника по формулам (12.3.) и (12.4.):

где n = 220 об/мин - частота вращения подшипника

13. Расчёт валов на усталостную прочность

Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно книге [1, с. 162]:

(13.1.)

где n_у - запас прочности по нормальным напряжениям;

n_ф - запас прочности по касательным напряжениям;

[n] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений. Для валов редукторов рекомендуется принимать [n] = 2,5.

(13.2.)

где у-1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений, у-1 = 0,43уВ;(13.3.)

К_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

е_у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;

в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности. Принимаем в=0 ,95

Ш_у - коэффициент коррекции влияния постоянной составляющей цикла перемены напряжений на усталостную прочность. Принимаем Ш_у = 0,2 [1, с. 162].

у_m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений;

 (13.4.)

у_V - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в сечении.

(13.5.)

где ф-1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений.

ф-1 = 0,52у-1[1, с. 162] (13.6.)

Ш_ф - коэффициент коррекции влияния постоянной составляющей цикла перемены напряжений на усталостную прочность. Принимаем Ш_ф = 0,1 [1, с. 162].

(13.7)

ф_m и ф_V - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;

W_K - момент сопротивления сечения кручению;

М_К - крутящий момент.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.

13.1 Расчёт быстроходного вала (рисунок 13.1.) - сталь 40Х, термообработка улучшение.

Рисунок 13.1

При диаметре заготовки вала до 120 мм предел прочности стали 40Х равен уВ = 930 Н/мм². [1, табл. 3.3].

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у-1 = 0,43 · 930 = 400 Н/мм²;

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф-1 = 0,52 · 400 = 232 Н/мм²;

Опасными являются сечения:

1-1, 2-2, 4-4, 5-5, 7-7 - галтели при переходе диаметров вала;

8-8 - скругление шпоночного паза;

3-3 - шестерня;

6-6 - место установки подшипника с натягом;

9-9 - шпоночный паз.

Расчёт ведём для сечения 6-6.

13.1.1 Определяем напряжения, действующие в этом сечении

где W_И - момент сопротивления сечения изгибу;

М_И - изгибающий момент;

13.1.2 Определяем отношение

[1, табл. 8.7]

13.1.3 Определяем запас прочности при изгибе по формуле (13.2)

13.1.4 Определяем касательные напряжения по формуле (13.7):

13.1.5 Определяем отношение

[1, табл. 8.8]

13.1.6 Определяем запас прочности при кручении по формуле (13.5)

13.1.7 Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:

13.2 Расчёт промежуточного вала (рисунок 13.2.) - сталь 45, термообработка улучшение

Рисунок 13.2

При диаметре заготовки вала до 120 мм предел прочности стали 45 равен уВ = 780 Н/мм². [1, табл. 3.3].

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у-1 = 0,43 · 780 = 335,4 Н/мм²;

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф-1 = 0,52 · 335,4 = 194,5 Н/мм²;

Опасными являются сечения:

1-1, 10-10 - места установки подшипников с натягом;

2-2, 3-3 - места установки зубчатых колёс, шпоночные пазы;

4-4, 5-5 - скругления шпоночных пазов;

6-6, 7-7, 8-8, 9-9 - галтели при переходе диаметров вала;

Расчёт ведём для сечения 3-3.

13.2.1 Определяем напряжения, действующие в этом сечении

13.2.2 Определяем отношение:

[1, табл. 8.7]

13.2.3 Определяем запас прочности при изгибе по формуле (13.2)

13.2.4 Определяем касательные напряжения по формуле (13.7):

13.2.5 Определяем отношение:

[1, табл. 8.8]

13.2.6 Определяем запас прочности при кручении по формуле (13.5):

13.2.7 Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения

13.3. Расчёт тихоходного вала (рисунок 13.3.) - сталь 45, термообработка улучшение.

Рисунок 13.3

При диаметре заготовки вала до 120 мм предел прочности стали 45 равен уВ = 780 Н/мм². [1, табл. 3.3].

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у-1 = 0,43 · 780 = 335,4 Н/мм²;

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф-1 = 0,52 · 335,4 = 194,5 Н/мм²;

Опасными являются сечения:

1-1 - место установки шестерни, шпоночный паз;

2-2, 9-9 - места установки подшипников с натягом;

3-3 - места установки муфты, шпоночный паз;

4-4, 7-7 - скругления шпоночных пазов;

5-5, 6-6 , 8-8- галтели при переходе диаметров вала;

Расчёт ведём для сечения 6-6.

13.3.1 Определяем напряжения, действующие в этом сечении:

13.3.2 Определяем отношение

[1, табл. 8.2. и 8.8.]

13.3.3 Определяем запас прочности при изгибе по формуле (13.2):

13.3.4 Определяем касательные напряжения по формуле (13.7):

13.3.5 Определяем отношение:

[1, табл. 8.2 и 8,8]

13.3.6 Определяем запас прочности при кручении по формуле (13.5):

13.3.7 Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:

14. Расчёт шпоночных соединений

Для исполнения принимаем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78, изготовленные из стали 45.

Напряжения смятия:

Допускаемое напряжение смятия [] = 100 МПа [1, с. 170]

14.1 Быстроходный вал

d_ХВ = 30 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; l_ШП = 50 мм; Т_Б = 37630 Нмм.

14.2 Промежуточный вал

d_В = 42 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; l_ШП = 50 мм; Т_ПР = 163200 Нмм.

14.3 Тихоходный вал

14.3.1 Шпонка зубчатого колеса

d_В = 71 мм; b = 20 мм; h = 12 мм; t₁ = 7,5 мм; l_ШП = 75 мм; Т_Т = 468700 Нмм.

14.3.2 Шпонка муфты:

d_ХВ = 60 мм; b = 18 мм; h = 11 мм; t₁ = 7 мм; l_ШП = 95 мм; Т_Т = 468700 Нмм.

Список литературы

1. Курсовое проектирование под редакцией С.А. Чернавского - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

2. П.В. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов деталей машин: учебное пособие - М.: Академия, 2003 - 496 с.