Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФБГОУ ВО «Кубанский государственный технологический университет»

(КубГТУ)

Институт машиностроения и автосервиса

Кафедра наземного транспорта и механики

Профиль Эксплуатация и обслуживание объектов транспортировки нефти

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

на тему: Проектирование механического привода общего назначения

Чугунова Светлана

Краснодар 2018 г.



Реферат

ПРИВОД, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, МУФТА, ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

РЕДУКТОР, КЛИННОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛЫ, ПОДШИПНИКИ, РАСЧЕТЫ, КОНСТРУИРОВАНИЕ

Цель курсового проекта - спроектировать механический привод обще- го назначения, состоя-щего из электродвигателя, упругой втулочно-пальце- вой муфты, цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи.

В процессе проектирования выбран электродвигатель АИР160S4 с мощностью 155 кВт, частотой вращения 1455 об/мин. Общее передаточное число привода 18,9, общий КПД - 0,87. Межосевое расстояние редуктора а =250 мм. Вращающий момент на выходном валу Т₄ =1057,43 Н·м, частота вращения выходного вала n₄ = 110,23 об/мин.

Выполнены расчеты цепной и закрытой цилиндрической прямозубой передачи, определены геометриче-ские и конструктивные параметры элементов передач. Выполнены проектный расчет валов редуктора, рас- считаны и подобраны подшипники, проведен проверочный расчёт тихоходного вала, проведена проверка шпоночных соединений на смятие. Подобрана упругая втулочно-пальцевая муфта. Решены вопросы выбора посадок деталей редуктора, систем смазки подшипников и зацепления зубчатых колес.



Содержание

• Введение
• 1. Расчет общего коэффициента полезного действия привода и требуемой мощности электродвигателя
• 2. Выбор электродвигателя
• 3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи
• 4. Расчет клиноременной передачи
• 5. Проектный расчет валов
• 6. Эскизная компоновка редуктора
• 6.1 Конструирование валов
• 6.2 Предварительный выбор подшипников
• 6.3 Выбор способа смазки зацепления и подшипников
• 6.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений
• 6.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора
• 6.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6.7 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора
• 6.8 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора
• 6.9 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес
• 6.10 Стандартизация деталей редуктора
• 7. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
• 8. Проверочный расчет подшипников на долговечность
• 9. Проверочный расчет тихоходного вала
• 10. Выбор шпонок и проверка шпоночных соединений на прочность
• 11. Безопасность жизнедеятельности
• Заключение
• Список использованных источников
• Приложение. Таблица состава изделия

Введение

В соответствии с заданием №11, вариант 04, объектом курсового проектирования является механический привод машин общего назначения, состоящий из изделий общемашиностроительного применения: механических передач, валов, подшипников, муфт. Блок-схема механического привода рабочей машины представлена на рисунке 1.

1 - двигатель; 2 - передаточный механизм; 3 - рабочая машина;

4 - соединительные муфты

Рисунок 1 - Блок-схема механического привода рабочей машины

Как правило, вал двигателя имеет иную, обычно большую угловую скорость щ (частоту вращения n) чем вал рабочей машины щ_вых. Для их согласования частоты в механическом приводе применяется передаточный механизм, состоящий из набора механических передач (рисунок 1).

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать механический привод общего назначения, имеющий следующие характеристики:

- мощность на выходном валу Р₄= 12 кВт;

- частота вращения выходного вала n₄ = 110 об/мин;

- коэффициент перегрузки К_п =1,8;

- срок службы привода - 5 л.;

- работа двухсменная.



1. Нормативные ссылки

В настоящем курсовом проекте использованы ссылки на следующие нормативные документы:

ГОСТ Р 1.5-2004 Стандарты национальные РФ. Правила построения, изложения, оформления и обозначения.

ГОСТ Р 7.0.5-2008 СИБИД . Библиографическая ссылка. Общие реования.

ГОСТ 2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторских документов.

ГОСТ 2.103-68 ЕСКД. Стадии разработки.

ГОСТ 2.104-2006 ЕСКД. Основные надписи.

ГОСТ 2.106-96 ЕСКД. Текстовые документы.

ГОСТ 2.109-73 ЕСКД. Основные требования к чертежам.

ГОСТ 2.118-73 ЕСКД. Техническое предложение.

ГОСТ 2.119-73 ЕСКД. Эскизный проект.

ГОСТ 2.120-73 ЕСКД. Технический проект.

ГОСТ 2.301-68 ЕСКД. Форматы.

ГОСТ 2.302-68 ЕСКД. Масштабы.

ГОСТ 2.303-68 ЕСКД. Линии.

ГОСТ 2.304-81 ЕСКД. Шрифты чертежные.

ГОСТ 2.305-68 ЕСКД. Изображение, виды, размеры, сечения.

ГОСТ 2.306-68 ЕСКД. Обозначения графические материалов и правила их нанесе-ния на чертежах.

ГОСТ 2. 307-68 ЕСКД. Нанесение размеров и предельных откло- нений.

ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположения по-верхностей.

ГОСТ 2.309- 73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхностей.

ГОСТ 2.310-68 ЕСКД. Нанесение на чертежах обозначений покрытий, термической и других видов обработки.

ГОСТ 2.315-68 ЕСКД. Изображения упрощенные и условные крепежных деталей.

ГОСТ 2.316-2008 ЕСКД. Правила нанесения на чертежах надписей, технических тре-бований и таблиц.

ГОСТ 2.403-75 ЕСКД. Правила выполнения рабочих чертежей цилиндрических зубчатых колес.

ГОСТ 1050-88 Сталь углеродистая качественная конструкционная.

ГОСТ 1284.1-89 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля.

ГОСТ 1412-85 Чугун с пластинчатым графитом для отливок.

ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

ГОСТ 3128-70 Штифты цилиндрические незакаленные.

ГОСТ 4543-71 Сталь легированная конструкционная. Марки и технические требования.

ГОСТ 6402-70 Шайбы пружинные, тип Н- нормальные.

ГОСТ 6636-69 Нормальные линейные размеры.

ГОСТ 7798-70 Болты с шестигранной головкой класса точности В.

ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные.

ГОСТ 8752-79 Манжеты резиновые, армированные для уплотнения валов.

ГОСТ 9563-60 Модули зубчатых передач.

ГОСТ 11738-84 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ» класса точности А.

ГОСТ 13568-97 Цепи приводные роликовые и втулочные. Общие технические условия.

ГОСТ 14734-69 Шайбы концевые. Конструкция.

ГОСТ 16530-83 Передачи зубчатые. Общие термины, определения и обозначения.

ГОСТ 16531-83 Передачи зубчатые цилиндрические термины, определения и обозначения.

ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические, эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.

ГОСТ 18511-73 Крышки торцевые глухие. Конструкция и размеры.

ГОСТ 18512-73 Крышки торцевые с отверстием для манжетного уплотнения.

ГОСТ 20799-88 Масла индустриальные. Технические условия.

ГОСТ 20889-88 Шкивы для приводных клиновых ремней нормаль-ных сечений. Общие технические условия.

ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

ГОСТ 21424-93 Муфты упругие втулочно - пальцевые. Параметры и размеры.

ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений па-зов. Допуски и посадки.

ГОСТ 25346-89 Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок.

ГОСТ 25347-82 Единая система допусков и посадок. Поля допусков.



2. Кинематический и силовой расчет привода

Определение общего КПД привода

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода _общ равен отношению полезной мощности Р_вых = Р₄, расходуемой на выполнение заданных технологических операций, к затраченной мощности Р_дв.тр электродвигателя, т.е.

_общ = Р_вых / Р_{дв. тр.} (1)

КПД - безразмерная величина или может измеряться в процентах. Он меньше единицы (или 100 %) за счет потерь на преодоление сил трения при прохождении силового потока от электродвигателя к приводному валу рабочей машины. Чем выше КПД, тем совершеннее машина.

Таблица 1 - Значения КПД элементов механического привода [4, с.7]

Элемент привода
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача Ременная передача Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)	0,96 0,94 1,00 0,99

Общий КПД привода (при последовательной схеме) равен произведению КПД его элементов, имеющихся в кинематической схеме

_общ = _{1 2 3} ... _n . (2)

Определим общий КПД _общ рассматриваемого механического привода

_общ = _{рп зп м пп}³ , (3)

где _рп - КПД ременной передачи, принимаем _рп = 0,94 (таблица 1);

_зп - КПД зубчатой передачи, _зп = 0,96 (таблица 1);

_м - КПД муфты, _м = 1;

_пп - КПД пары подшипников, _пп = 0,99.

_общ = 0,94 0,96 1 0,99³ = 0,87.

Определение требуемой мощности электродвигателя.

После расчета общего ориентировочного КПД привода по зависимости (2) определяют из формулы (1) требуемую мощность электродвигателя

Р_{дв. тр} = Р_вых /_общ , (4)

Требуемая мощность электродвигателя по формуле (4) равна

Р_{дв. тр.} = 12 / 0,87 = 13,79 кВт.

Выбор электродвигателя.

В качестве двигателей в механических приводах наибольшее расспрос- транение нашли электродвигатели, которые в большом количестве выпускаются промышленностью. Электродвигатель - один из основных элементов привода, от типа, мощности и частоты вращения которого зависят конструк- тивные и эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

В данном курсовом проекте рассматривается трехфазный синхронный двигатель серии АИР. Эти двигатели наиболее универсальны, закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять их для работы, как в закрытых помещениях, так и на открытых площадках в загрязненных условиях. Каждой мощности соответствует четыре типа двигателей с синхронными частотами вращения валов: 3000 мин^-1, 1500 мин^-1, 1000 мин^-1, 750 мин^-1. Под действием номинальной нагрузки двигатели имеют номинальную частоту вращения (асинхронную) ниже синхронной за счет потерь на скольжение. В таблице 2 приведены значения номинальных частот вращения для двигателей разных типоразмеров в интервале мощностей от 2,2 кВт до 22 кВт.

Значение номинальной мощности электродвигателя Р_ном. выбирается из таблицы 2, как ближайшее большее к расчетной мощности Р_дв.тр., найденной по формуле (4).

Таблица 2 - Технические данные электродвигателей серии АИР ТУ16-25.564

Мощ-ность Рном.., кВт	Синхронная частота вращения вала двигателя nэл.дв., мин -1
	3000	1500	1000	750
	Типо- размер	Асинх- ронная часто-та вра- щения, мин -1	Типо- размер	Асинх- ронная частота вра- щения, мин -1	Типо- размер	Асинх- ронная частота вра- щения, мин -1	Типо- размер	Асинх- ронная частота вра- щения, мин -1
2,2	80В2	2850	90L4	1395	100L6	945	112МА8	709
3	90 L2	2850	100S4	1410	112МА6	950	112МВ8	709
4	100S2	2850	100L4	1410	112МВ6	950	132S8	716
5,5	100L2	2850	112М4	1432	132S6	960	132М8	712
7,5	112М2	2895	132S4	1440	132М6	960	160S8	727
11	132М2	2910	132М4	1447	160S6	970	160М8	727
15	160S2	2910	160S4	1455	160М6	970	180М8	731
18,5	160М2	2910	160М4	1455	180М6	980	--??-	-
22	180S2	2919	180S4	1462	-	-	-	-

Выбранный по мощности электродвигатель имеет четыре типоразмера по частоте вращения, среди которых в дальнейшем необходимо выбрать один. Для этого необходимо определить общее передаточное число привода, которое равно произведению передаточных чисел механических передач, входящих в кинематическую схему привода

u_общ= u₁ u₂ u_n , (5)



где u₁, u₂, u_n - передаточные числа механических передач в передаточном механизме, рекомендуемый интервал которых приведен в таблице 3.

Таблица 3 - Рекомендуемые значения передаточных чисел u механических передач.

Вид передачи	Твердость зубьев	Рекомендуемый интервал u	uмах
Зубчатая цилиндрическая одноступенчатого редуктора	Любая	от 2,0 до 6,3	8,0
Цепная	-	от 2,0 до 4,0	4,0
Ременная	-	от 2,0 до 3,0	3,0

Рекомендуемый интервал передаточных чисел механического привода u_общ. равен

u_общ= u_общ.min … u_общ.max, (6)

где u_общ.min - произведение минимальных рекомендуемых значений пере-даточных чисел механических передач привода;

u_общ.max - произведение их максимальных рекомендуемых значений.

Затем для четырех выбранных по мощности двигателей рассчитывается u_общ, как отношение номинальной частоты вращения вала электродвигателя n_ном (таблица 2) к заданной в исходных данных частоте вращения вала рабочей машины n_вых= n₄

u_общ= п_ном. / п_вых (7)

u_общ=2910/110=26,45

u_общ=1455/110=13,22

u_общ=970/110=8,18

u_общ=731/110=6,64

По таблице 2 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Р_ном = 15 кВт по отношению к требуемой мощности Р_дв.тр = 13,79 кВт, рассчитанной по формуле (4) . Параметры электродвигателей приведем в таблице 4

Таблица 4 - Выбор электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном,, кВт	Номинальная частота вращения, nном, мин.-1	Общее передаточное число привода uобщ= nном / n4
160S2 160S4 160М6 180М8	15	2910 1455 970 731	26,45 13,22 8,18 6,64

Общее передаточное число привода определяется по формуле

u_общ = u_рп u_зп , (8)

где u_рп - передаточное число ременной передачи;

u_зп - передаточное число зубчатой передачи.

Из таблицы 3 выбираем рекомендуемый интервал передаточных чи -сел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал u_общ

u_общ=(2,0…3,0) (2,0…6,3)=4…18,9

Руководствуясь экономическими соображениями, выбираем двигатель марки 160S4, с номинальной мощностью Р_ном = 15 кВт, частотой вращения вала двигателя n_ном= 1455 мин^-1. В этом случае u_общ = 15,911.

Произведем разбивку общего передаточного числа привода u_общ между его ступенями.

В рассматриваемой схеме привода есть ременная передача, а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки u_общ необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора (u_зп = u_ред) в соответствии с рекомендуемым интервалом (таблица 3) из ряда: 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00.

Из рекомендуемого ряда принимаем u_зп=5,0

Определим передаточное число ременной передачи:

u_рп= u_общ / u_зп , (9)

u_рп= 13,22/5,0=2,64

Расчет номинальных частот вращения (n_ном, мин.^-1) на валах привода:

Вал электродвигателя:

n₁=n_ном.=1455

где n_ном - номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин-1 (из таблицы 2);

Входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи):

n₂=n₁/u_рп(10)

n₂=1455/2,64=551,13 мин.^-1

Выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи):

n₃=n₂/u_зп (11)

n₃=551,13/5=110,23 мин.^-1

Приводной вал рабочей машины:

n₄=n₃

n₄=110,23 мин.^-1

Расчет номинальных крутящих моментов на валах привода:

Вал электродвигателя Т₁, Н•м:

(13)

Входной вал редуктора Т₂, Н•м:

Т₂=Т₁ • u_рп • _рп • _пп (14)

Т₂=91,49•2,64•0,94•0,99=224,77

Выходной вал редуктора Т₃, Н•м:

Т₃=Т₂ • u_зп • _зп • _пп (15)

Т₃=224,77•5•0,96•0,99=1068,11

Приводной вал рабочей машины Т₄, Н•м:

Т₄=Т₃ • _м • _пп (16)

Т₄=1068,11•1•0,99=1057,43



3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Выбор материала зубчатых колес.

В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс - 2. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂ на 20 единиц - 50 единиц [4, с. 51] .

При работе передачи зубья испытывают контактные _H и изгибные _F напряжения. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовом проекте можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5

Таблица 5 - Материалы колес и их механические характеристики.

Характеристики	Шестерня	Колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543	Сталь 45 ГОСТ1050
Метод получения заготовки	Поковка	Поковка
Термическая обработка	Улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Средняя твердость, НВср	285,5	248,5
Предел текучести, Т, МПа	750	540
Предел прочности, В, МПа	900	780
Допускаемое контактное напряжение: шестерни - [Н1], колеса - [ Н2], МПа	583	515
Максимально допускаемое контактное напряжение при перегрузках [ Нмах], МПа	2100	1512
Допускаемое напряжение изгиба шестерни - [F1], колеса - [F2], МПа	294	255
Максимальное напряжение изгиба при перегрузках [Fмах], МПа	771	671

электродвигатель редуктор подшипник смазка

Расчет межосевого расстояния зубчатой передачи.

Исходные данные для расчета зубчатой передачи:

Передаточное число u = u_зп = 5,00

Частота вращения шестерни n₁= n₂=551,13

Момент на валу шестерни Т₁=Т₂=224,77

Частота вращения колеса n₂₌ n₃=110,23

Момент на колесе Т₂=Т₃=1068,11

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние (рисунок 2).

Рисунок 2 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

Предварительное значение межосевого расстояния рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:



, (17)

где Т₃ - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;

K_H - коэффициент нагрузки колес при расчете по контактным напряжениям (К_н = 1,2);

_а- коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4 (или 0,5);

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[_Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния:

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [1, с.33]: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315. При небольшом превышении над стандартным значением (от 3 % до 5 %) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Принимаем а = 250 мм.

Определение предварительных значений ширины зубчатого колеса и шестерни.

,

(18)

Значения и совпадают со стандартными значениями из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 112 мм; b₂ = 100 мм.

Определение модуля зубчатых колес:

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m^/ = (0,01… 0,02) а = (0,01…0,02) 125 = 1,25… 2,5 мм . (19)

m^/ = (0,01… 0,02) 250 = (2,5…5)

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9563 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0

Выбираем модуль m = 4,0 мм.

Определение числа зубьев колес:

Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения:

(20)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находим из соотношения:

(21)

Округляем полученное значение z^/₁ до ближайшего целого значения

z₁ = 21.

Вычисляем число зубьев колеса z₂:

(22)

Таким образом, z₂ = 104 и z₁ = 21.

Уточним фактическое передаточное число передачи:

u_ф = z₂ / z₁ = 104 / 21 = 4,95. (23)

Отклонение фактического передаточного числа составляет:

(24)

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4 %.

Проверка передачи на контрольную прочность.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности:

(25)

где К_H - коэффициент нагрузки зубьев колеса при расчете по контактным напряжениям определяется по формуле:

К_H = К_Hб · К_Hв · К_HV, (26)

где К_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых колес К_Hб = 1);

К_Hв - коэффициент концентрации нагрузки;

К_HV - коэффициент динамичности.

Значение коэффициента К_Hв при расчете определяется из таблицы 6 в зависимости от коэффициента ширины колеса относительно диаметра ш_bd, который определяют по формуле:

ш_bd = 0,5 · ш_a · ( и+ 1),

где ш_a - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

При ш_bd = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2

Таблица 6. Значения коэффициентов К_Fв и К_Нв при симметричном расположении шестерен относительно опор.

Твер-дость НВ	КFв при шbd	КНв при шbd
	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2
<350	1,0	1,02	1,05	1,07	1,11	1,12	1,02	1,03	1,04	1,05	1,06	1,08

К_Нв = 1,08, К_Fв = 1,12

Рассчитаем окружную скорость вращения колес V₂ по зависимости:

(27)

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643. Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с - 8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с - 7-я степень точности.

По данным рассматриваемого примера V₂ = 2,400 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV по таблице 7 с помощью линейной интерполяции. Получим К_HV =1,10.

Таблица 7. Значения К_HV - коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях.

Степень точности	Окружная скорость V, м/с
	1	2	4	6	8	10
7	-	-	-	1,21	1,29	1,36
8	-	1,08	1,16	1,24	-	-
9	1,05	1,1	-	-	-	-

Тогда коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям по формуле (26):

К_H = 1· 1,08 · 1,10 = 1,188=1,19

Действительное контактное напряжение вычислим по формуле (25):

Допускаемая недогрузка передачи (_Н2 [_Н2]) возможна до 15 %, а допускаемая перегрузка (_Н2 [_Н2]) - до 5 %.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит:

(28)

что меньше 15 %, а значит, допустимо.

Проверяем зубчатую передачу на кратковременные перегрузки:
-- по контактным напряжениям

МПа (29)

[у_{Н max2}] = 2,8 · у_Т = 2,8 · 540 = 1512 МПа;

у_{Нmax 2} < [у_{Н max2}].

Проверочный расчет на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев колеса проводим по формуле:

у_F2 = Х_F2 · F_t2 · K_F · K_FD / (b₂ m) ? [у_F2], (30);

где Х_F2 -коэффициент формы зуба колеса;

F_t2 -окружное усилие в зацеплении зубчатых колёс, Н;

K_F -коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

K_FD -коэффициент долговечности (принимаем K_FD =1).

Для параметров, входящих в данную формулу, принимаем следующие числовые значения. Коэффициент формы зуба Х_F2 выбирается в зависимости от числа зубьев колеса по таблице 8:

Таблица 8 - Зависимость коэффициента ХF2 от числа зубьев колес.

z2	17	20	25	30	40	50	60	80	>100
ХF	4,28	4,09	3,9	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,6
Примечание - Промежуточные значения находят интерполированием.

Для z₂=104 выбираем Х_F = 3,6.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб определяется по формуле:

K_F = K_Fб · K_Fв · K_FV, (31)

где K_Fб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев (для прямозубых колес K_Fб = 1);

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (таблица 6);

К_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку при расчете зубьев на прочность при изгибе

Таблица 9 - Значения коэффициента К_FV

Степень точности	Окружная скорость V, м/с
	1	2	4	6	8	10
7	-	-	-	-	1,67	1,8
8	-	-	1,38	1,58	-	-
9	1,13	1,28	-	-	-	-

По таблице 6 определяем: K_Fв = 1,12 (при Н₂ < 350 НВ и ш_вd = 1,2). По таблице 9 интерполяцией определяем К_FV =1,240 (при V = 2,400 м/с, 8-й степени точности изготовления передачи).

Тогда, коэффициент нагрузки при расчете на изгиб:

K_F = 1 · 1,12 · 1,240 = 1,388

Окружная сила в зубчатом зацеплении равна (рисунок 3):

F_t2 = F _t1 = Т₃ · (u+1)/ (a · u) = 1068110 · (5+1) /(250 · 5) =5126,93 Н.

Тогда получим у_F2 = 3,6 ·5126,93 · 1·1,388/ (100 · 4) = 64,045 МПа, что меньше [у_F2] = 255 МПа.

Таким образом, условие прочности на изгиб выполняется.

Проверяем зубчатую передачу на кратковременные перегрузки по напряжениям изгиба

у_{Fmax 2} = у_F · К_п= 80,3 · 1,8 = 114,84 МПа < [у_{F max2}] = 671 МПа.

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 4. Делительные диаметры равны:

, .

Диаметры вершин зубьев равны:

,

.

Диаметры впадин зубьев равны:

,

.

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес:

а = (d₁ + d₂) / 2 = (84 + 416) / 2 = 250 мм. (32)

В прямозубой цилиндрической передаче при работе возникают силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.

1- шестерня; 2- колесо

Рисунок 3. Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес.

Радиальные силы определяем по зависимости:

(33)



где = 20⁰- угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле:

(34)

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 3 и приведены в таблице 10.

Рисунок 4 - Цилиндрическое зубчатое колесо.

В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо, который будет получен в разделе 5.

Таблица 10 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр (рисунок 5)	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dК	dcт = 1,6 77 = 123,2
Длина ступицы	Lст = b2 … 1,5 dК	Lст = 100… 1,5 77 = = 100… 115,5. Lст = 110 мм
Толщина обода	о = (2,5… 4,0) m	о= (2,5…4,0) 4 = 10…16
Диаметр обода	Dо= dа2 - 2 о- 4,5 m	Dо=424-2 12- 4,5 4=382
Толщина диска	c = (0,2…0,3) b2	с =(0,2…0,3) 100 = 20..30
Диаметр центров отверстий в диске	Dотв = 0,5 (Dо+ dcт)	Dотв= 0,5(382+123,2) = =252,6
Диаметр отверстий	dотв = (Dо - dcт) / 4	dотв = (382 - 123,2) / 4 = =64,7
Фаски	n = 0,5 m	n= 0,5 4 = 2



4. Расчет клиноременной передачи

В кинематической схеме привода, рассматриваемой в данном курсовом проекте, в качестве открытой передачи используется клиноременная передача, показанная на рисунке 6.

Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

- вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ = 91490 Н мм;

- мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 13,79 кВт;

- частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 1455 мин-¹;

передаточное число передачи u = u_РП = 2,6.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 5, в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁.

Рисунок 5 - Номограмма для выбора клиновых ремней



По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, (размеры которого приведены в приложении Б [Прил.Б,табл.Б.2]). Выбранному сечению соответствуют размеры, мм: b₀ = 17; b_Р = 14; y₀ = 4; h = 10,5; площадь сечения А = 138 мм². Клиновые ремни нормального сечения О применяются только для передач мощностью до 2 кВт.

Рисунок 6 - Геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А - d₁ = 90 мм; для сечения Б - d₁ = =125 мм; для сечения В - d₁ = 200 мм; для сечения Г - d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, [Прил.Б,табл.Б.9 ]. Принимаем d₁ = 160 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм

. (35)

Приводим значение к стандартному ряду: = 450 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи

, (36)

где = 0,01 или 0,02 - коэффициент скольжения.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа

.

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале

, (37)

. (38)

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. В курсовом проекте она не выполняется, поэтому можно принять среднее значение межосевого расстояния

Определим расчетную длину ремня

(39)

.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения [Прил.Б,табл.Б.2].

Принимаем L = 2000 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня L.

(40)

Для монтажа ремней на шкивах необходимо предусмотреть в конструкции привода возможность уменьшения межосевого расстояния передачи от 1% до 2 % и возможность его увеличения на 5,5 % для регулировки натяжения ремней при эксплуатации. Это требование может быть осуществлено различными конструктивными способами.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

(41)



Определим скорость ремня , м/с

. (42)

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи

(43)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым рем- нем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 15. Для рассматриваемого примера .

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 11.

- коэффициент угла обхвата ведущего шкива
1, град.	180	170	160	150	140	130	120
	1,0	0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,82
коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L0 (таблица 15)
L / L0	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4
	0,82	0,89	0,95	1,0	1,04	1,07
коэффициент передаточного отношения
и	1,0	1,25	1,5	1,75	2,0	2,25	2,5	2,75	3,0
	1,0	1,08	1,1	1,115	1,125	1,13	1,135	1,138	1,14
коэффициент режима нагрузки
Характер Нагрузки	Спокойная	Умеренные колебания	Значительные колебания	Ударная
	от 1 до 1,2	от 1,1 до 1,3	от 1,3 до 1,5	от 1,5 до 1,7
коэффициент числа ремней
Z	1	от 2 до 3	от 4 до 6	6
	1	0,95	0,9	0,85
- коэффициент влияния центробежных сил
Сечение	А	Б	В	Г
	0,1	0,18	0,3	0,6

Таблица 11- Значения поправочных коэффициентов

Определим поправочные коэффициенты (при отношении L/L₀=2000/2240=0,893).

= 0,92; = 0,95; = 1,135; = 1; = 0,95; = 0,18

Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (43)

P_p=2,98•0,92•0,95•1,135/1=2,96 кВт

Требуемое число ремней Z определяется по формуле

(44)

где Р₁ - мощность передаваемая через передачу, кВт;

- коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 11. =13,79/(2,96•0,95)=4,90

Окончательно выбираем Z = 5

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле

(45)

где коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 11.

,

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 6):

(46)

Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора d_В1, который будет получен в разделе 5.

В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30 м/с шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ 15.

Таблица 12. Размеры ведомого шкива, мм.

Параметр (рисунок 10)	Формула	Расчет
Диаметр шкива конструктивный	dа = d + 2 h0	dа = 160 + 2 4,2 = 168,4
Ширина шкива	B = (Z-1) Р + 2 f	B = (5 - 1) 19 +2 12,5 = 101
Канавки	Размеры в таблице Б.3
Толщина обода	= (1,1… 1,3) h	= 1,2 h = 1,2 10,5 = = 12,6
Толщина диска	С = (1,2… 1,3)	С = 1,2 12,6 = 15,2
Отверстия в диске	См. таблицу 10
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dв1	dcт = 1,6 55 = 88
Длина ступицы	Lст = (1,0…1,5) d в1	Lст = (1,0…1,5) 55 = = 55…82,5



Рисунок 7 - Конструкция шкива



5. Проектный расчет валов

Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение [], которые выбираются в интервале от 15 МПа до 20 МПа. Мйньшее значение [ ] принимается для расчета быстроходных валов, бьльшее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d_В1, мм, (рисунок 7) равен

. (47)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала d_В2, мм, (рисунок 8) равен:

, (48)

где Т₂, Т₃ - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (из раздела 2).

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d^/_В1, d^/_В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110 [6, с. 210].

В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого приме- ра), полученный расчетом диаметр d^/_В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d₁ [Прил.Б,табл.Б.4 ]

Окончательно выбираем d_В1 = 42 мм, d_В2 = 60 мм.

Остальные размеры участков валов (по рисункам 8,9) назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений.

Для быстроходного вала (рисунок 8):

d_{У 1}= d_{П 1} = d_{в 1}+ 2t = 42 + 2·2,5 = 47 мм

- диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти [Прил.Б,табл.Б.5]. То есть, в нашем случае d_{У 1} будет равен 50 мм. Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f , мм,

Таблица 13 - Значения высоты перехода t, ориентировочного радиуса подшипника r и величины фаски f от диаметра вала d

Диаметр вала d, мм	от20 до 30	от 35 до 45	от 50 до 55	от 60 до 80	85
t, мм	2	2,5	3	3,5	4
r, мм	2	2,5	3	3,5	4
f, мм	1	1,2	1,6	2	2,5
П р и м е ч а н и е - Радиус r приведен для подшипников средней серии, для легкой серии он имеет несколько меньшее значение.



Рисунок 8 - Быстроходный вал (вал-шестерня)

d_б1 = 55 мм - диаметр буртика для упора подшипника. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_б1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле d_П1 + 2 t = 50 + 2 2,5 = 55 мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены выше. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r , мм (таблица 18), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_f1=74мм, d₁=84мм, d_a1=92мм, b₁ =112мм- размеры шестерни

Для тихоходного вала (рисунок 9):

d_У2 = d_П2 = d_в2 + 2 t = 60 + 2 · 3,5 = 67 мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти [Прил.Б,табл.Б.4] В в нашем случае

d_{У 2} =70 мм.

d_К = 77 мм - диаметр под зубчатое колесо. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_К была больше или равна величине размера, рас- считанного по формуле d_П2 + 2 t = 70 + 2 3,5 = 77 мм. Высота перехода

диаметра t, мм, приведена в таблице 13. В этом случае высота перехода t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_б2 = 77 + 2 3,5 = 77 мм - диаметр буртика для упора колеса. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка. Необходимо, чтобы высота перехода диаметра t была больше или равна размеру фаски f .

Рисунок 9 - Тихоходный (выходной) вал

Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора непосредственным измерением линейкой или расчетом размерных цепей (раздел 6).



6. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Конструирование валов

Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал-шестерня), если выполняется следующее условие

, (49)

где - диаметр окружности впадин шестерни (рисунок 8). Расчет того размера проводился в пункте 3;

- диаметр буртика (рисунок 4). Рассчитан в разделе 5.

Для рассматриваемого вала 1,6 · d_б1 = 1,6·55 = 88 мм. А мм. Условие (49) выполняется, следовательно, быстроходный вал изготавливается, как вал-шестерня.

Рисунок 10 - Конструкции вала - шестерни

6.2 Предварительный выбор подшипников

В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Если действуют только радиальные силы, то применяются радиальные шарикоподшипники.

Для валов проектируемого редуктора принимаем шарикоподшипники радиальные легкой и средней серии. Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d=d_П1=50 мм, для тихоходного вала d=d_П2=70 мм.

Таблица 11 - Выбор радиальных шарикоподшипников

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъем-ность, кН
		d	D	B	R	С	С0
Быстроходный	306	50	100	27	3	61,8	36,0
Тихоходный	214	70	125	24	2,5	61,8	37,5

6.3 Выбор способа смазки зацепления и подшипников

Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Подшипники смазываются масляным туманом (случай 1) от разбрызгивания этого же масла, если величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V больше или равна 2,5 м/с. В противном случае подшипники смазываются пластичной смазкой (случай 2), а подшипниковые узлы изнутри закрываются мазеудерживающими кольцами для предотвращения вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления.

Так как величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V=2,4 м/с, то применяется случай 1. В редуктор заливается масло индустриальное И-40А в количестве 1,5 л.



6.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Для проектируемого редуктора используем врезные крышки из чугуна СЧ 15. Размеры крышек определяем в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещается уплотнение - резиновые армированные манжеты, размеры которых выбираются по диаметру вала под уплотнение.

Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматриваем осевой зазор в подшипниковых узлах a = 0,2…0,5 мм, который на чертежах общего вида не показываем. Регулировку осевого зазора производим с помощью компенсирующих колец, которые устанавливаем между торцами наружных колец подшипников и крышек.

6.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора

Выполнение эскизной компоновки проводится несколькими этапами.

На первом этапе откладывается межосевое расстояние и вычерчивается зубчатая цилиндрическая передача.

На втором этапе прочерчивается граница внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8…12=10 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со стороны шестерни предварительное значение размера , мм, определяется по формуле

, (50)



f = 100/2+10=60 мм

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, мм.

На третьем этапе вычерчиваются ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов. Длины участков валов L₁, L₂, L₃, L₄, L₅, L₆, L₇, L₈, мм, получаются из следующих рассуждений:

L₁ - длина выходного участка быстроходного вала, которая равна

, (51)

L₁=1,5·42 = 63 мм

где - диаметр выходного участка вала, мм;

L₂, L₆ - длины участков валов под крышку с уплотнением и подшипник, которые рассчитываются по зависимости

, (52)

L₂ = 27+15+5 = 47 мм,

L₆ = 24+15+5 = 44 мм,

где В - ширина соответствующего подшипника, мм;

Н- ширина соответствующей крышки, [Прил.Б,табл.Б.6]. мм;

L₃, L₇ - длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора. Они определяются по зависимости: