ПРИВОД С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ И РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Тихоокеанский государственный университет»

Кафедра: «Детали машин»

ПРИВОД С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ И РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

Расчетно- пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине «Теория механизмов и детали машин»

КР 35-17.00.00.00 ПЗ

Выполнил: студент группы ЛП-41

Кокташев Д.О.  

Проверил: руководитель

Губарь С.А.

Хабаровск 2016

РЕФЕРАТ

Курсовая работа содержит 1 лист чертежей формата А1, 2 листа чертежей формата АЗ, пояснительную записку на 43 листах, включающую 20 рисунков, 12 таблиц, З литературных источника.

ПРИВОД,  КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ,  ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА,  РЕМЁННАЯ ПЕРЕДАЧА,  ВАЛ,  ПОДШИПНИК,  РЕДУКТОР,  МУФТА,  ШПОНКА,  СМАЗКА.

Целью курсовой работы является разработка технического проекта привода, включающего электродвигатель, ремённую передачу и зубчатый редуктор.

В проекте выбран электродвигатель, выполнен кинематический расчет привода, рассчитана зубчатая передача, спроектированы валы, подобраны и проверены подшипники и элементы соединений. Разработана конструкция редуктора и выполнены рабочие чертежи основных деталей

СОДЕРЖАНИЕ

   Введение

1        Кинематический расчет привода...……………………………………............6

1.1     Схема привода и её описание……………………………………………….....6

1.2     Выбор электродвигателя…………………………………………………...…..6

1.3     Уточнение передаточных отношений передач……………………………….8

1.4     Кинематический и силовой расчет…………………………………………….9

2        Расчет зубчатой передачи……………………………………………….......…10

2.1     Схема передачи………………………………………………………………....10

2.2     Критерии работоспособности и расчета……………………………………....11

2.3     Материалы зубчатых колес………………………………………………...…..11

2.4     Допускаемые напряжения ................................................................................
..12

2.5     Проектный расчет передачи ...............................................................................1
3

2.6     Подбор основных параметров передачи ...........................................................14

2.7     Расчет размеров зубчатых венцов .....................................................................16

2.8     Проверочные расчеты передачи ........................................................................17

2.9     Силы в зацеплении зубчатых колес ...................................................................20

2.11  Итоговая таблица параметров .............................................................................20

3        Эскизное проектирование ................................................................................
...21

3.1     Контурный эскиз редуктора ...............................................................................2
1

3.2     Ориентировочный расчет валов .........................................................................21

3.4     Подбор подшипников ................................................................................
..........23

3.5     Подбор шпонок ................................................................................
....................24

3.6     Подбор болтов и проектирование фланцев .......................................................25

3.7     Проектирование крышек подшипниковых узлов и подбор уплотнений .......26

4        Проверочные расчеты основных элементов редуктора ...................................35

4.1     Проверочный расчет шпоночных соединений ..................................................35

4.2     Проверочный расчет подшипников ....................................................................36

5        Выбор смазки ................................................................................
........................41

6        Сборка и регулировка редуктора.......................................................................
..41

          Заключение ................................................................................
...........................42

          Список использованных источников ..................................................................43

ВВЕДЕНИЕ

Согласно задания требуется разработать технический проект привода конвейера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и одноступенчатого зубчатого редуктора и муфты.

Требуется выбрать электродвигатель, определить передаточные отношения передач; рассчитать зубчатую передачу; спроектировать валы, подобрать и проверить подшипники, муфты, соединения; рассчитать размеры основных элементов корпуса редуктора; разработать общий вид редуктора и рабочие чертежи основных деталей.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчёт) . Подшипники проверяются на долговечность по динамической грузоподъемности, муфты подбираются с учётом условий работы в приводе , диаметров соединяемых валов и проверяются по передаваемому моменту. Размеры шпонок принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала и проверяются на смятие.

Форма и размеры деталей редуктора определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материала и способом получения заготовок.

При проектировании ставится задача получить компактную, эстетичную и экономичную конструкцию, что достигается использованием рациональных материалов, оптимальным подбором передаточных отношений передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 Кинематический расчет привода

Задачи:

- уяснить назначение всех элементов, входящих в схему привода и согласовать их обозначения;

- выбрать электродвигатель;

- определить передаточные отношения передач;

- определить скорости и мощности, и вращающие моменты на каждом валу привода.

1.1  Схема привода

Рисунок 1- Схема привода

На схеме обозначены: М- электродвигатель, 1 – ведущий шкив, 2 - ведомый шкив клиноремённой передачи, 3 - шестерня, 4 - зубчатое колесо цилиндрической прямозубой передачи, N - упругая муфта. Движение от электродвигателя через клиноремённую передачу 1-2, передается на входной вал редуктора 2-3, далее, через цилиндрическую прямозубую передачу 3-4 - на выходной вал редуктора 4 и через упругую муфту на вал рабочего органа. Цифровые обозначения передач и валов соответствуют индексам установленных на них звеньев.

1.2 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя по каталогу необходимо знать требуемую мощность P’_дв  и частоту вращения выходного вала n’_дв

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя Р"_дв

                                                                                                       (1.1)

где Р_вых – мощность на выходном валу привода, Вт; η_общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода. В соответствии с исходными данными мощность на выходном валу:

            Р_вы =Т_вых* ω_вых,                                                                               
                (1 .2)

где Твых -вращающий момент на выходном валу привода,  Нм;

ω-скорость вращения выходного вала привода, рад/с

Общий КПД привода при последовательном расположении

передач:

η_общ = η₁₂ * η₃₄ *                                                                                
                    (1 . 3)

где η₁₂ - КПД передачи 1-2; η₃₄ - КПД передачи 3-4; η_п – КПД пары подшипников;

 m - число пар подшипников в приводе ; для данного привода m = 2. КПД муфты можно не учитывать.

P_вых=350*17=5,95 кВт

η_общ =0,97*0,945*0,9801 =0,89885

1.2.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя n’_дв

 

С целью получения оптимальных параметров приводаследует определить требуемую частоту вращения валаэлектродвигателя, для чего необходимо предварительнозадаться рекомендуемыми значениями передаточных отношенийпередач:

     n’_дв = n_дв* i’_общ                                                                            (1.4)

где n_вых - частота вращения выходного вала привода ;i’_общ -рекомендуемое передаточное отношение привода.

(1.5)

При последовательном расположении передач

i"_общ = i"₁₄= i"₁₂* i"₃₄                                                                               (1
.6)

где i"₁₂ - рекомендуемое передаточное отношение передачи 1-2;

i"₃₄ рекомендуемое передаточное отношение передачи 3-4.

i’_общ = 3*4=12

1.2.3 Выбор электродвигателя

Выбираем по [1] «Двигатель АИР 132S4 ТУ 16-525. 564-84.»

 Р_дв=7,5КВт, n_дв=1440 об/мин, d_эд = 38 мм:

Рисунок 2-Эскиз электродвигателя.

1.3 Уточнение передаточных отношений передач

Так как фактическая частота вращения электродвигателя n_дв не совпадает, с требуемой n’_дв, то для обеспечения заданной скорости вращения выходного вала ω_вых  необходимо уточнить передаточные отношения передач.

Уточненное общее передаточное отношение

 ,                                                                        (1,7)

Учитывая, что

        i₁₄ = i₁₂* i₃₄                                                                              
                                            (1.8)

i₃₄ =                                                                                  
            (1.9)

i_общ =8,866; принимаем i₁₂ =2.5

i₃₄ =   = 3.5464

1.4 Кинематический и силовой расчет

Мощности на валах:

На входном валу 1                             Р₁= Р’_дв= 6,619кВт

На промежуточном 2-3                     Р₂₃=Р₁*η₁₂*η_п

                                                                                
              Р₂₃= 6,619 * 0,945 * 0,99 = 6,192кВт

На выходном 4                                   Р₄= Р₂₃* η₃₄* η_п

Р₄= 6,192* 0,97* 0,99= 5,946кВт

Проверка: Р₄=Р_{вы х} = 5,946

Частоты вращения валов:

n₁=n_дв= 1440 об/мин

n₂₃ =   об/мин

n₄ =  =  162.418 об/мин

Проверка: n₄= n_вых = 162,418

Скорости вращения валов:

ω_{n =}  ,рад/с

 

ω₁

 

ω₂₃

 

ω₄

Проверка: ω₄=ω_вых=17рад/с

Вращающие моменты на валах

Т_n=, Н*м

Т₁

Т₂₃Н*м

Т₄Н*м

Проверка: Т₄= Т_вых= 349.76 Н*м

Таблица 1

Результаты кинематического расчета

Вал	Передаточное отношение	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Скорость вращения  ω, рад/с	Вращающий момент Т, Н*м
1	i12=2.5	6.619	1440	150.72	43.915
2-3		6.192	576	60.288	102.71
	i34=3.5464
4		5.946	162.418	17	349.76

2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ (ПЕРЕДАЧА 3-4)

2.1 Схема передачи

Для проектирования любой механической системы, в том числе зубчатой передачи необходимо представить её образ или расчетную схему и отразить основные размеры, определение которых является целью расчета.

Рисунок 3- Схема зубчатой передачи

2.2 Критерии работоспособности и расчета передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по двум причинам : усталостное выкрашивание рабочих поверхностей и усталостная поломка зубьев.

Если передача закрытая (работает в герметичном корпусе с хорошей смазкой), с невысокой (HRC < 45 HRC) твердостью боковых поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев и основной (проектный) расчет необходимо вести из условия ограничения контактных напряжений:

σ_Н ≤ [σ_H].

Если передача открытая, или закрытая, но с высокой (HRC > 55 HRC) твердостью рабочих поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя принято считать усталостную поломку зубьев и основной (проектный) расчет следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба:

σ_F ≤ [σ_F].

2.3 материалы зубчатых колес

Выбор материалов зубчатых колёс определяется многими условиями; среди них основные это требования к надёжности, габаритам, массе и стоимости проектируемого изделия. Для мало- и средненагруженных передач общего назначения используют качественные углеродистые стали 35, 40, 45, 50 (ГОСТ 1050-88*) и легированные стали 40Х, 50Х, 40ХН (ГОСТ 4543 -71*) с термообработкой - нормализация или улучшение.

Такая термообработка обеспечивает твердость ННВ < 350НВ. Зубья колёс нарезают после термообработки, благодаря чему не требуются доводочные операции. Колёса хорошо прирабатываются и не подвергаются хрупкому разрушению.

Таблица 2

Звено	Марка стали	Термообра- ботка	Твердость, НВ		Предел прочности σВ, МПа	Предел текучести σТ, МПа
			Сердце-вина	Поверх-ность
3 Шест.	40Х	Улучшение	269...302 НВ	269...302 НВ	950	750
4 колесо	45	Улучшение	235...262 НВ	235...262 НВ	750	540

2.4 Допускаемые напряжения

В соответствии с принятыми критериями работоспособности зубчатых передач следует определять допускаемые контактные напряжения [σ_H]₃₄, для передачи и допускаемые изгибные напряжения [σ_F] - для шестерни и колеса.

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

На величину допускаемых контактных напряжений влияют: свойства материала, срок службы передачи, шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев и окружная скорость. В соответствии с ГОСТ 21354-87, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса можно определять по общей упрощённой зависимости

           (2.1)

где  σ_Hlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений (длительному сроку эксплуатации); КНL - коэффициент долговечности; SH - коэффициент безопасности.

Для зубчатых колёс с однородной структурой материала (термообработка - нормализация, улучшение или объёмная закалка),можно принимать SH = 1,1. Для зубчатых колёс с неоднородной структурой (термообработка - закалка ТВЧ, цементация и т.п.), следует принимать SH = 1,2.

Коэффициент долговечности зависит в основном от материала зубчатых колес и срока эксплуатации передачи. При неограниченно длительном сроке службы редуктора, что соответствует заданию, следует принимать:

Формула для определения базового предела выносливости σ_Hlimb зависит в основном от материала и термообработки.

При Н_HB ≤ 350НВ

σ_Hlimb = 2 * Н_HB + 70

              Для шестерни                                                          Для колеса

σ_Hlimb4 =2 * 250+ 70 = 570 МПа                           σ_Hlimb3 =2 * 280+ 70 = 630 МПа

[σ_H]₄=                                [σ_H]_З=0.9  = 515.454 МПа

Принимаем меньшее значение, т. к. у нас прямозубая передача.. [σ_H]= [σ_H]₄= =466,363 МПа.

2.4.2 Допускаемые изгибные напряжения (допускаемые значения напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб).

Допускаемые изгибные напряжения зависят от свойств материала, срока службы передачи, шероховатости переходной поверхности у основания зуба и характера нагрузки (реверсивная или нереверсивная). При усредненных значениях факторов, влияющих на сопротивление усталости при изгибе и нереверсивной нагрузке допускаемые напряжения для шестерни [σ_F] з и колеса [σ_F] 4 можно определять по общей зависимости

где σ_Flimb-предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений (длительному сроку эксплуатации);

K_FL – коэффициент долговечности; S_F-коэффициент безопасности.

Коэффициент долговечности при расчете допускаемых изгибных напряжений К_FL, также как и К_НL, зависит от свойств материала и срока службы. При неограниченно длительном ресурсе передачи следует принимать:

К_FL3 = K_FL4 = 1.

H_HB ≤ 350 ;

                                       σ_Flimb=1.8*H_HB;   

σ_Flimb3=1.8 * 280 = 504 MПа;                      σ_Flimb4=1.8*250=450 МПа;

[σ_F]₃ =  МПа;                             [σ_F]₄ = МПа;

2.5 Проектный расчет передачи

Так как передача закрытая с невысокой твёрдостью, (HRC ≤ 45HRC), то проектный расчёт ведём из условия ограничения контактных напряжений

σ_H ≤ [σ_H]

Удобно расчет вести, определяя межосевое расстояние передачи. Для прямозубой передачи

     (2.2)

где u_З4 - передаточное число передачи; Т_Ш - вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Н*м; К_Н - коэффициент нагрузки; ψ- коэффициент ширины зубчатого венца.

Величина u_З4 есть отношение диаметра большего звена передачи к диаметру меньшего, всегда больше единицы и не имеет знака. В случае, если проектируемая передача является редуктором, т. е. передаточное отношение i_З4 > 1 принимаем И_З4 = i_З4.

Величина Т_Ш согласно схеме привода и кинематическому расчету, есть вращающий момент на звене 3 (вал 2-3)

Т_Ш = Т₂₃.

Коэффициент нагрузки К_Н зависит от многих факторов, определяющих условия работы и конструкцию передачи.

Принимаем Кн=1,15

При симметричном расположении колес относительно опор,

принимаем ψ_а=0,4

а₃₄ ≥

Принимаем а₃₄ = 150мм.

2.6 Подбор основных параметров передачи (из ГОСТ 9563-80)

К основным параметрам обычно относят: модуль m, числа зубьев колес Z₃ и Z₄, исходный контур и коэффициент смещения исходного контура х.

2.6.1 Модуль зацепления

Модуль зубчатых колес принимаем, руководствуясь эмпирическим соотношением

m = (0.01…0.02) * a₃₄

m = 0.02 * 150 =3мм

Принимаем m= 3 мм

2.6.2 Числа зубьев колёс

Суммарное число зубьев

   Z_C =

2.6.3 Число зубьев шестерни

Z₃ = ; Принимаем Z₃=22

2.6.4 Число зубьев колеса

Z₄ = Z_CZ₃

Z₄ =100  22 = 78

2.6.5 Фактическое передаточное отношение передачи

i₃₄ =

 

i₃₄ =  = 3.5454

Погрешность передаточного отношения

2.6.6 Исходный контур

Под исходным контуром понимают контур зубьев номинальной исходной зубчатой рейки (т. е. колеса с бесконечно большим числом зубьев). Он определяет профиль зубьев колеса и его относительные размеры, устанавливая, в частности, высоту головки зуба, ножки, и угол профиля. Применяемые в настоящее время исходные контура стандартизованы. Принимаем исходный контур по ГОСТ 13755-81. принимаем коэффициент смещения исходного контура инструмента при нарезании шестерни и колеса равным нулю, т. е Х_З= Х₄=0.

2.7 Расчет размеров зубчатых венцов

Делительные диаметры:

Шестерни 3                                                            колеса 4

d₃= m * Z₃                                                                  d₄=m * Z₄

d₃= 3 * 22=66 мм;                                               d₄ = 3 * 78 = 234мм

Диаметры вершин зубьев

d_a3 = d₃ + 2m                                                                d_a4= d₄ + 2m

d_a3 = 66 + 6 = 72 мм                                             d_a4= 234+ 6 = 240мм

Диаметры впадин

d_f3 = d₃ – 2.5m                                                              d_f4 = d₄ – 2.5m

d_f3 = 66 – 7.5 = 58.5 мм                                    d_f4 = 234 – 7.5 = 226.5 мм

Ширина зубчатого венца расчетная

b₃₄= ψ_a* a₃₄ = 0.4*150 = 60мм

Ширина венца зубчатого колеса

b₄ = b₃₄ = 60мм

Ширина венца шестерни

b₃ = b₄ + 5мм = 65мм

Проверка межосевого расстояния передачи

a₃₄мм

2.8 Проверочные расчеты передачи

2.8.1 Определение окружной скорости, степени точности

и уточнение коэффициентов нагрузки

Окружная скорость

V₃₄  = ω₂₃ * 1.989 м/с

Степень точности зубчатых колес является сложной комплексной величиной и определяется большим числом показателей. ГОСТ 1643-81 предусматривает 12 степеней точности. Каждая степень точности регламентируется четырьмя группами норм точности:

- нормы кинематической точности;

- нормы плавности работы;

- нормы контакта зубьев;

- нормы бокового зазора.

Так как V₃₄=1,989 м/с, то принимаем степень точности = 8.

Коэффициенты нагрузки учитывают влияние на нагрузочную способность конструкций передачи и условий работы. Обычно коэффициент нагрузки определяется по зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

К_Н = К_Нβ • K_HV;

при расчете на изгибную выносливость

K_F = K_Fβ * K_FV;

где К_Нβ  и K_Fβ - коэффициенты учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в зацеплении (по длине зуба) при расчете на контактную и изгибную прочность соответственно;

K_HV и K_FV - динамические коэффициенты, учитывают внутреннюю

динамику передачи.

Неравномерность распределения нагрузки обусловлена погрешностями изготовления зубчатых колес, упругими деформациями валов, подшипников и корпусов редукторов. При практических расчетах передач значения К_HV и К_FV принимают в зависимости от:

- схемы передачи (расположения колес относительно опор);

- твердости рабочих поверхностей зубьев;

- относительной ширины зубчатого венца.

Коэффициент ширины зубчатого венца

ψ_Bd =

При окружной скорости VЗ4 =1,989 м/с, принимаем значения коэффициентов K_HV и K_FV, как для скорости V₃₄ = 2 м/с.

K_HV = 1,08                                          K_FV = 1.02

K_Hβ = 1.045                                        K_Fβ = 1.105

Так как ψ_Bd = 0.909 , то:

K_H = 1.045 * 1.08 = 1.13                   K_F = 1.105 * 1.2= 1.326

2.8.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

σ_H34 ≤ [σ_H]₃₄.

Действующие расчетные контактные напряжения σ_H34 вычисляются по формуле:

В формулу подставляются: Т_Ш - момент на шестерне, рассчитываемой передачи, Н·м; K_H - уточненное значение коэффициента нагрузки; u₃₄ - уточненное значение передаточного числа; b₄ - ширина зубчатого венца колеса, мм; а_З4 - фактическое межосевое расстояние, мм.

σ_H34 МПа

[σ_H]₃₄=466.363 МПа

455.54 ≤ 466.363

Оценка недогрузки передачи σ_H:

σ_H

 

σ_H=

2.3% < 10%

По условиям контактной выносливости принятые параметры передачи соответствуют требованиям.

2.8.3 Проверочный расчет по напряжениям у ножки зуба

(изгибным)

Проверяется выполнение условий изгибной выносливости зубьев шестерни и колеса

σ_F3 ≤ [σ_F]₃ и σ_F4 ≤ [σ_F]₄

 

Действующие (расчетные) напряжения определяются по зависимостям:

где Y_FЗ и Y_F4 - коэффициент прочности зуба шестерни и колеса соответственно.

Коэффициенты прочности учитывают влияние на изгибную прочность формы зуба и концентрацию напряжений у основания.

Коэффициенты смещения при нарезании шестерни и колеса X₃ =Х₄ = 0.

 Значение Y_FЗ= 3,91; Y_F4= 3,60.

σ_F3МПа; σ_F4 МПа.

[σ_F]₃= 288 МПа                                          [σ_F]₄= 257,143 МПа

Передача при принятых параметрах работоспособна по всем критериям.

2.9 Силы в зацеплении зубчатых колес

При передаче вращающего момента в зацеплении как и при любом взаимодействии твердых тел зубьев, реально существуют две независимые силы: нормальная F_n; и сила трения F_TP.

Силы, действующие со стороны колеса 4 на шестерню 3 F_пз, F_tз, F_rз из условия равновесия соответственно равны силам, действующим со стороны шестерни 3 на колесо 4 F_n4, F_t4, F_r4.

Окружные силы                                        

F_t3=F_t4 =  H

Радиальные силы                                    

F_r3=F_r4 =  H

Угол зацепления α всегда принимается равным  ( =2) .

2.10 Итоговая таблица параметров зубчатых колес

Таблица 3

Параметры зубчатых колёс

	Параметр	Обозначе- ние	Размер-ность	Численное значение
				Шестерня 3	Колесо 4
1	Модуль	m	мм	3	3
2	Число зубьев	Z	-	22	78
3	Тип зубьев	-	-	прямые	прямые
4	Исходный контур			по ГОСТ 13755-81
5	Коэффициент смещения исходного контура	X	-	0	0
6	Степень точности	-	-	8	8
7	Делительный диаметр	d	мм	66	234
8	Диаметр вершин	da	мм	72	240
9	Диаметр впадин	df	мм	58,5	226,5
10	Ширина зубчатого венца	b	мм	65	60
11	Межосевое расстояние	a34	мм	150

3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

3.1 Контурный эскиз редуктора

Рисунок 4 Контур передачи

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а, мм

а=мм

где L- габаритный размер передачи

а=мм

Принимаем а= 10мм

Размер L рассчитывается как

 L = 2*a₂₃ +2m

L= 2*150 + 6 = 306мм.

3.2 Ориентировочный расчет валов

Ориентировочный расчет вала 2-3 (входного).

Диаметр выходного участка вала

d_B3≥(7...8),мм                     L=82мм

d_B37.5           Принимаем d_B3=40мм

Согласно ГОСТ 12080-хвостик цилиндрический с коротким исполнением.

Рисунок 5- Типовая конструкция входного вала

Диаметр буртика

d_б3 = d_вз + 2 t

где d_вз - согласованный с ГОСТ диаметр хвостовика; t - рекомендуемая высота буртика.

d_б3 =40+2*4=48мм

Принимаем d_б3 = 50мм

Диаметр участка под подшипником

d_П3≥d_б3

d_П3=50мм

Диаметр буртика под подшипник

d_бп3= d_П3+3r

где r- радиус галтели у подшипника, мм

d_бп3=50+3*2=56

Для удобства нарезания зубьев шестерни рекомендуется обеспечить условие:

d_бп3f₃

где d_f3- диаметр впадин шестерни

56<58.5 условие выполняется

Ориентировочный расчет вала 4 (выходного)

Рисунок 6- Типовая конструкция выходного вала

Диаметр выходного участка вала

d_в4≥,мм              L=82мм

d_в4=6* = 42,276мм;                             принимаем d_в4=45мм

Диаметр буртика

d_б4 = d_B4 + 2 t.

d_б4 = 45+2*4= 53 мм.

Принимаем d_б4=55мм

Диаметр участка под подшипником

d_П4≥ d_б4

Принимаем d_П4=55мм

Диаметр участка под колесом

d_к4= d_П4 + (2...5)мм

d_к4 = 55+5 = 60мм

Диаметр буртика под колесо

d_бк4= d_к4+3f,

где f- размер фаски посадочного отверстия колеса

d_бк4= 60+3*1,6=64,8мм

Принимаем d_бк4=65мм

Диаметр буртика под подшипник

d_бп4=d_п4+3r

d_бп4=65мм

3.4 Подбор подшипников

Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей, они воспринимают нагрузки, действующие на валы, и обеспечивают требуемое положение оси вращение валов в процессе работы.

Так как в зацеплении нет осевых сил, принимаем наиболее дешевые и удобные в эксплуатации шариковые радиальные однорядные подшипники.

«Подшипник 310 ГОСТ 8338-75» для входного вала

«Подшипник 311 ГОСТ 8338-75» для выходного вала

Рисунок 7- Эскиз шарикового радиального подшипника

Таблица 4

Характеристика подшипников, мм

Вал	dп	Условное Обозначение	d	D	B	r	Cr,kH	Cor,kH
2-3	50	310	50	110	27	3	61,8	36
4	55	311	55	120	29	3	71,5	41,5

3.5 Эскизное проектирование peдyктopa

Вычерчивая валы на компоновке необходимо, прежде всего, обратить внимание на положение подшипников, решив предварительно вопрос их смазывания.

Принято считать [1], если скорость в зацеплении V34 более 1 м/ сек, то подшипники могут смазываться за счет разбрызгивания зубчатым колесом масла заливаемого в редуктор.

Шестерню выполняем заодно с валом, колесо - съемное. На данном этапе нет возможности точно определить положение буртиков хвостовиков, предварительно можно принять:

l₁₃=1.5*50=75

l₁₄=1.5*55=82,5

Принимаем l₁₄=84

Рисунок 8- Первый этап эскизной компоновки

3.6 Проектирование фланцев корпуса

Определяем толщину стенки корпуса δ

δ ≥ 0,025 а₃₄ +1мм

δ ≥ 0,025 * 150 + 1=4,75

Принимаем δ =8мм

Наружную поверхность стенки корпуса прочерчиваем на компоновке штриховой линией по контуру редуктора (рис. 8).

Диаметр фундаментных болтов можно определить по эмпирической формуле:

d₁ ≥ (0.03...0.033)*a₃₄+12мм

d₁ ≥ 0,03*150+12=16,5

Принимаем d₁=18 мм

Диаметр болтов соединяющих крышку и основание редуктора у подшипников

d₂ ≥ 0.75 * d₁

d₂ ≥ 0.75* 18=13.5

Принимаем d₂=16мм

Диаметр болтов соединяющих крышку и основание редуктора в прочих местах

d₃ ≥ (0.5...0.6) d₁

d₃ ≥ 0.55*18 = 9.9мм

Принимаем d₃ = 12мм

Таблица 5

Диаметры болтов и размеры фланцев

Наружный диаметр резьбы d,мм	18	16	12
Обозначение резьбы	М18	М16	М12
Параметр С, мм	23	21	18
Параметр К, мм	44	39	33

С-расстояние от наружной поверхности корпуса редуктора до центра соответствующего отверстия под болт.

К- расстояние от наружной поверхности стенки до кромки фланца.

Диаметры отверстий под болты должны быть несколько больше размеров болтов

d_0i= d_i + (1...2)мм, (где i = 1...3)

d₀₁=18+2мм = 20мм

d₀₂= 16+2мм = 18 мм

d₀₃= 12+2мм = 14мм

3.7 Проектирование крышек подшипниковых узлов

Крышки подшипниковых узлов предназначены для герметизации корпуса редуктора, изоляции подшипниковых узлов от внешней среды и препятствуют вытеканию смазки из подшипниковых узлов и редуктора в целом.

Проектируя редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами и валами, установленными на шариковых радиальных подшипниках, используем закладные крышки.

Таблица 6

Размеры крышек подшипниковых узлов, мм

Вал	D	δ	S	Dб	D3	b	f
2-3	110	7	7	117	96	14	3,5
4	120	7	7	127	106	14	3,5

Размеры выточки под уплотнение в сквозной крышке определяются размерами уплотнения. Предлагается использовать в качестве уплотнений наиболее удобные и широко распространенные в настоящее время резиновые манжеты.

Рисунок 10- Эскиз манжеты резиновой армированной для валов

(из ГОСТ 8752-79), мм

Таблица 7

Диаметр вала d	50	55
Наружный диаметр D1	70	80
Ширина h1	10	10

«Манжета 1-50х70-З ГОСТ 8752-79»

«Манжета 1-55х80-З ГОСТ 8752-79»

3.8 Проектирование шпоночных соединений

Для передачи вращательного движения от вала к колесу и наоборот можно использовать различные средства, при невысокой массовости производства наиболее удобным принято считать соединение вала и ступицы при помощи шпонки. Шпонка это деталь, устанавливаемая в пазах соприкасающихся

деталей и препятствующая их относительному повороту или

сдвигу.

Так как валы считаются нагруженными, то есть передают большие моменты, то применяем призматические шпонки в наименьшей степени ослабляющей сечение вала.

Рисунок 11- Шпонки призматические

Таблица 8

Параметры шпонок, мм

Вал	Место установки	Диаметр участка вала d	Сечение шпонки		Глубина паза		Длина шпонки l
			b	h	вала t1	ступицы t2
2-3	Выходной конец (под шкив)	40	12	8	5	3,3	70
4	Под колесо	60	16	10	6	4,3	56
4	Выходной конец (под полумуфту)	45	14	9	5,5	3,8	70

«Шпонка 12х8х70 ГОСТ 233360-78»

«Шпонка 16х10х56 ГОСТ 233360-78»

«Шпонка 14х9х70 ГОСТ 233360-78»

3.9 Конструирование зубчатых колёс

Рисунок 12- Типовая конструкция зубчатого колеса

Длину посадочного отверстия колеса (длину ступицы) l_ст желательно принимать равной или больше ширины зубчатого венца

l_ст ≥ b₄

Принимаем l_ст = b₄ = 60мм

Диаметр ступицы d_CT назначают в зависимости от материала ступицы; для стальной ступицы, что соответствует подавляющему большинству случаев

d_ст=1,55 d

d_ст=1,55 * 60 = 93мм

Толщина обода S может определяться из различных соображений. Можно рассчитывать непосредственно размер как

S= 2.2m+0.05 b₄

где m- модуль зубчатого колеса

S= 2.2*3+0.05*60 = 9.6мм

Принимаем S = 10мм

Толщина диска с также может назначаться исходя из различных условий. Наиболее простой подход - в зависимости от ширины зубчатого венца

c =0.33*b₄

с =0,33* 60=19,8мм

Принимаем с =20мм

На торцах зубчатого венца выполняются фаски f, их размер обычно принимается в зависимости от модуля зубчатого колеса

f = (0.5...0.6) m

f = 0.53 * 3=1.6мм

f₁ = 2мм

3.10 Разработка главного вида редуктора (кoмпoнoвкa 2)

3.10.1 Проектирование основных элементов корпуса

редуктора

Корпус редуктора служит основой для размещения всех деталей редуктора. В корпусе устанавливаются зубчатые колеса, валы, подшипники и прочие элементы. При его проектировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие переносы валов в процессе работы под нагрузкой. Корпуса редукторов могут быть цельные и разъемные. Корпус в этом случае состоит из основания и крышки корпуса, соединяемых по периметру болтами и гайками или винтами. В данном курсовом проекте используем разъемные

корпуса.

Рисунок 13- Вычерчивание контуров редуктора

Нижняя стенка редуктора (основание) должна отстоять от нижней кромки колеса на расстоянии b_О ≥ 4а. Для жесткой фиксации подшипников на стенке крышки и основания корпуса следует предусмотреть специальные приливы (бобышки). В бобышках выполняются отверстия диаметром D₃ и

D₄, соответствующие наружным диаметрам подшипников входного и выходного валов. Наружный диаметр бобышек D_б3 и D_б4 при использовании закладных крышек подшипниковых узлов можно определить как

D_б3 = 1.4 D₃                                                                               
           D_б4 = 1.4 D₄

D_б3  = 1.4 * 110 = 154                                           D_б4 = 1.4* 120 = 168

3.10.1.1. Подбор болтов, гаек и шайб

Болт с шестигранной уменьшенной головкой класса точности В

(из ГОСТ 7796-70)

Рисунок 14- Болт с шестигранной уменьшенной головкой класса точности В

Таблица 9

Основные параметры болтов, мм

d	S	D	H	l
16	22	23,9	9	140
12	17	18,7	7	40

«Болт М16х140 ГОСТ 7796-70»

«Болт М12х40 ГОСТ 7796-70»

определяя высоту бобышки h под болт d₂ И её ширину, следует относительно оси болта наметить габариты головки болта D (рис. 15).

Рисунок 15- Проектирование бобышек под болты

Поверхность бобышки, на которую должна опираться головка болта (размер h) проводим таким образом, чтобы от габаритного размера головки болта до наружной поверхности бобышки под подшипник выдерживалось расстояние (3 ...5) мм.

Диаметр обрабатываемой поверхности D₂ должен быть больше диаметра головки болта или гайки

D₂= D + (3...4)мм

D₂ = 16+ 4 = 20мм

Глубина обработки t строго не регламентируется. Можно принимать

 t ~ (1...2) мм. Под гайку болта с целью уменьшения вероятности самоотвинчивания гайки рекомендуется устанавливать пружинную шайбу по гост 6402-70.

Таблица 10

Шайбы пружинные (из ГОСТ 6402-70)

Номинальный диаметр резьбы болтов, мм	d, мм	S=b, мм
12	12,2	3,5
16	16,3	3

«Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70»

«Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70»

Гайки шестигранные с уменьшенным размером «под ключ» класса

точности В (из ГОСТ 15521-70)

Рисунок 16- Гайки шестигранные

Таблица 11

Номинальный диаметр резьбы болта d, мм	S, мм	D, мм	H, мм
16	22	23,9	13
12	17	18,7	10

«Гайка М16 ГОСТ 15521-70»

«Гайка М12 ГОСТ 15521-70»

Места, подлежащие обработке должны выделяться над основной черной поверхностью детали, образуя платики. Высота платиков после обработки h_п должна быть

h_п= (0,4 ... 0,5) δ

где δ- толщина стенки корпуса

h_п = 0,5*8 = 4мм

Редуктор опирается на четыре лапки.

Ширина лапки

L = K₁ + 2δ

L = 44+2*8=60

Толщина лапки при отсутствии специальных приливов под болты

h_ф=2.35 δ = 18.8

Принимаем h_ф= 20мм

Количество фундаментальных болтов зависит от габаритов редуктора. Так как межосевое расстояние a_I2~250, то число фундаментальных болтов принимаем n=4 по два с каждой стороны редуктора. Отверстия на лапках располагаются на расстоянии от торца редуктора: 2*d₀₁=2*20=40 мм.

Точность фиксирования достигается установкой штифтов, которые располагаются на возможно большем расстоянии друг от друга.

Диаметр штифтов

d_шт = (0,7...0,8) d₃

где d₃ - диаметр крепежного болта, соединяющего крышку и основание корпуса.

d_шт= 0.8*12=9.6мм

Принимаем d_шт= 10мм

L= 35мм

«Штифт 10х35 ГОСТ 3129-70»

Рисунок 17 – Штифт конический

3.10.2 Проектирование вспомогательных элементов редуктора

3.10.2.1 Проектирование крышек люков

Можно принимать:

длину люка L= (100...140)мм

L=100мм

ширину В - на (25 ...35) мм меньше ширины крышки корпуса,

диаметр винтов крепящих крышку

d=8мм

Длину крышки

L₁= 130 мм

Толщину крышки

δ_к= 5мм

3.10.2.2 Подбор отдушин

Чтобы избежать просачивание масла через уплотнения и стыки, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем установки отдушины в его верхней точке.

Рисунок 18- Отдушина

3.10.2.3 Подбор маслоуказателя

Для контроля за уровнем масла в редукторе установим пробковый маслоуказатель.

3.10.2.4 Проектирование маcлоcливных отверстий

При работе передачи продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой. Пробка имеет цилиндрическую резьбу.

Таблица 12

Размеры пробки с цилиндрической резьбой, мм

d	D	D1	L	l	b	t
М 16х1,5	25	21,9	24	13	3	3

4 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

4.1 Проверочный расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения выходят из строя, как правило, по двум причинам: срез шпонки и смятие боковых поверхностей. Относительные размеры стандартных шпонок подобраны таким образом, что по условию среза запас прочности больше.

Следовательно, стандартные шпонки проверяем по условию смятия боковых поверхностей

σ_см ≤ [σ_см]

где σ_см - фактические (расчетные) напряжения смятия; [σ_см]- допускаемые напряжения смятия.

Расчетные напряжения можно определить по формуле:

где Т - момент, передаваемый валом, на котором установлена

шпонка, Н·м;

d - диаметр участка вала, на котором установлена шпонка; lp

- рабочая длина шпонки, при скруглённых торцах шпонки

l_p = 1 - b .

Шпонка, установленная под шкивом. Шкив чугунный [σ_см] =8ОМПа

 МПа

29,51 < 80 условие выполняется

Шпонка под колесом. Колесо стальное [σ_см]=120МПа

 МПа

75,38< 120 условие выполняется

Шпонка под полумуфтой. Полумуфта чугунная [σ_см]=80МПа

МПа

79,31< 80 условие выполняется

4.2 Проверочный расчет подшипников

4.2.1. Опpеделение реакций опор

Расчетная схема вала для определения реакций опор составляется в строгом соответствии с разработанной компоновкой редуктора и пространственной схемой сил. Сила действующая на вал со стороны муфты ~ зависит от типа муфты, точности относительного расположения осей соединяемых валов редуктора и рабочего органа величины передаваемого момента и других факторов, ориентировочно её величина может быть определена как

F_м =75

где Т - вращающий момент на валу, Н·м; в данном приводе Т=Т4.

 =1402.64 H

Направление -вектора -F_м меняется при вращении валов. Принимаем вектор F_M - по направлению вектора F_r4.

Рисунок 19 – Пространственная схема сил

Рисунок 20 – Расчетная схема вала

Используя принцип независимости действия сил, пространственную схему представляем в виде двух плоских систем сил, соответственно в плоскостях YZ и XZ. Из условия равновесия вала под действием внешних сил и реакций опор находим реакции опор в плоскостях YoZ и ХоZ.

В плоскости YoZ

В плоскости XoZ

Проверка:

Cуммарные (полные) реакции опор:

4.2.2. Проверка подшипника по условию долговечности

Расчет по динамической грузоподъемности позволяет

определить расчетную долговечность (ресурс) подшипника в

часах. Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или

равен требуемому:

L_h ≥ [L_h]

где L_h - расчетный ресурс; [L_h] - требуемый по техническим условиям ресурс, в часах.

где a_l - коэффициент надёжности. Полагая вероятность безотказной работы подшипника P_t=99%, принимаем a_l =0.21;

а_2З- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Принимаем а_2З=0,8.

Сr-базовая динамическая грузоподъемность проверяемого подшипника, Н, принимается по справочникам.

m - показатель степени кривой выносливости подшипника; m=3

n - частота вращения внутреннего кольца, об/мин:

n=n₄=162.418 об/мин .

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

P=V·R_r ·k_б *k_Т

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего

кольца подшипника V=l .

Rr - радиальная нагрузка. Rr=2816.67 Н;

k_б - коэффициент безопасности k_б =1,3 .. 1,5; Принимаем

k_б=1,5

k_T – температурный коэффициент. k_T=l...l, 1; Принимаем k_T=l.1

H

66774.04<12000 условие выполняется

Выбранный подшипник пригоден для эксплуатации в данном редукторе.

4.2.3 Подбор и проверка муфты

Рисунок 20- Эскиз упругой втулочно- пальцевой полумуфты

Проанализировав работу привода, принимаем упругую втулочно- пальцевую муфту, имеющую обозначение «Муфта 500-45-2 ГОСТ 21424-93».

Проверка стандартной муфты: [Т] ≥к*Т

[Т] ≥ 1.4* 349,76=489,664

Принимаем [Т]= 500 Н*м

d=45 мм

D= 170 мм

L= 169 мм

5. Выбор смазки редуктора

Смазка в редукторе, как и в любой механической системе с подвижными элементами, необходима для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров и коррозии. Применяем картерную систему смазки, так как окружная скорость зубчатых колес меньше 12,5 м/с, V_З4 =1,989 м/с.

Так как σ_h=466,36 МПа, а V_З4 =1,989 м/с следовательно вязкость масла будем принимать 34 мм²/с (сСт).

Марка масла ИГА-32.

Уровни масла зафиксированы на чертеже. Контроль уровня масла осуществляется с помощью пробкового маслоуказателя.

6 Сборка и регулировка редуктора

Порядок сборки определяется конструкцией редуктора и характером соединения деталей и однозначно определен быть не может.

Перед сборкой внутреннюю полость крышки и основания корпуса редуктора счищают и покрывают малостойкой краской.

Сборку начинают с узлов валов. На ведущий вал напрессовывают подшипники («Подшипники 310 ГОСТ 8338-75») до упора в бурт. В сквозную крышку подшипникового узла запрессовывают резиновую манжету (уплотнение) и надевают крышку на вал. Вал помещают в основание корпуса, обеспечив установку буртика сквозной крышки в соответствующую канавку в отверстии под подшипник.

В паз ведомого вала закладывают шпонку (IIIпонка 16х10х56 ГОСТ 233360-78) и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт на валу. Надевают на вал распорное кольцо до упора в торец ступицы колеса. Напрессовывают на вал подшипники (Подшипники 311 гост 8338-75) до упора в бурт вала с одной стороны и в торец распорного кольца с другой.

В сквозную крышку подшипникового узла запрессовывают резиновую манжету (Манжета 1-55х80 ГОСТ 8752-79) и надевают крышку на вал. Вал устанавливают в основание корпуса, обеспечив совмещение упорного буртика сквозной крышки с канавкой в отверстии под подшипник.

Закладывают глухую крышку, фиксируя ее буртик в канавке противоположного отверстия под подшипник. Между торцом крышки и торцом наружного кольца подшипника устанавливают распорное кольцо.

Крышка фиксируется двумя коническими штифтами, которые устанавливаются в специальные отверстия во фланце корпуса. По периметру фланца в отверстия устанавливают болты, надевают пружинные шайбы и завинчивают гайки.

Проворачивают валы и проверяют их свободное вращение и отсутствие осевых люфтов. В пазы выходных концов валов закладывают шпонки. Монтируют маслоуказатель. Через люк в крышке корпуса заливают масло (Масло ИГА-32, 3,2 литра), контролируя при этом уровень по маслоуказателю, и закрывают люк крышкой. Собранный редуктор подвергается обкатке и испытанию по программе, предусмотренной техническими условиями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В соответствии с заданием в курсовой работе разработаны основные элементы привода , состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и цилиндрического одноступенчатого редуктора.

Электродвигатель типа АИР 132S4 выбран по требуемой

мощности и частоте вращения. Передаточные отношения передач

рассчитаны в соответствии с существующими рекомендациями.

Подобраны материалы и термообработка зубчатых колес, обеспечивающие достаточно высокие прочностные свойства передачи и невысокую стоимость.

Параметры зубчатой передачи определены из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев; проверочные расчеты по контактным: и изгибным напряжениям свидетельствуют о работоспособности передачи по всем критериям. Недогрузка по контактным напряжениям составляет = 2,3%, что свидетельствует о практически полной загруженности передачи.

Валы рассчитаны из условия статической прочности по касательным напряжениям, их конструкция разработана на основе типовых аналогов.

В качестве опор валов выбраны наиболее удобные в эксплуатации шариковые радиальные подшипники: 310 для входного вала и 311 - для выходного. Для передачи вращения с валов на сопряженные детали использованы стандартные шпоночные соединения призматическими шпонками. Параметры шпонок подобраны по диаметру соответствующих участков валов и проверены по напряжениям смятия.

Корпус редуктора выполняется с разъемом по осям валов, изготовлен из серого чугуна марки СЧ-15. Его основные элементы скорректированы по существующим нормам и рекомендациям. Подобраны стандартные крепежные изделия для соединения крышки и основания корпуса.

В редукторе предполагается картерная смазка, подшипники смазываются разбрызгиванием; рекомендуется использовать масло марки И-Г-А-З2. Объем заливаемого масла 3.2 л. Контроль уровня масла осуществляется с помощью пробкового маслоуказателя.

Редуктор отвечает современным требованиям, имеет минимально возможные габариты и массу. В его конструкции в максимальной степени использованы типовые конструктивные решения, стандартные детали и узлы.

СПИСОК  ИСПОЛЬЗОВАННЫХ  ИСТОЧНИКОВ

1. Проектирование привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: учеб. пособие / С. А. Губарь - Хабаровск: Изд-во Тихоокеан.гос ун-та, 2010. -91 с.

2.Дунаев п. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. - 5-е изд., доп. - М.: Машиностроение, 2004.

З.Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / с. А. Чернавский, К. Н. Боков, и. М. Чернин [и др.] - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988.