СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовое проектирование 3

1. Выбор электродвигателя 4

2. Определение силовых параметров привода 6

3. Расчет закрытой зубчатой передачи 7

4. Предварительный расчет валов редуктора 12

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса 13

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 14

7. Расчет открытой конической передачи 15

8. Первый этап компоновки редуктора 17

9. Проверка долговечности подшипника 19

10. Второй этап компоновки редуктора 22

11. Проверка прочности шпоночных соединений 23

12. Уточненный расчет валов 24

1.

Спроектировать двухступенчатый механический привод:

Исходные данные на курсовой проект:

Мощность на выходном валу

=10 кВт;

Угловая скорость выходного вала

=10 рад/с.

Вал III

Открытая коническая передача

Вал II

Рис. 1 – Схема механического привода

Редуктор цилиндрический косозубый

Муфта упругая

Вал I

1.Выбор электродвигателя

№ Вала	P, кВт	,	n, об/мин	Т, кНм
I	11,2	153,4	1466	0,073
II	10.6	38,4	367	0,292
III	10	10	96	1

По таблице 1.1 [1, с.5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ₁=0.97 [1, табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ₂=0.99 [1, табл. 1.1]; КПД конической передачи ₃=0.96

Общий кпд привода

=₁₃₂²=0.970.960.99²0.8945

Мощность на выходном валу привода P₃=10 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

В табл. П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Р_тр=11,2 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А160S4, с параметрами Р_дв=15 кВт и скольжением 2.3% (ГОСТ 19523–81).

Номинальная частота вращения двигателя n_дв=1500(1-0.023)=1466 об/мин, а угловая скорость _дв= рад/с.

Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого косозубого редуктора i_Р=26 и для конической передачи i_к=26 ; i_общ= i_Рi_ц=436

Проверим общее передаточное отношение: .

Частные передаточные числа можно принять: для косозубого редуктора по ГОСТ 2185–66 [1, с.36] u_Р=4, тогда для конической передачи i_к =u_к = .

2.Определение силовых параметров привода

Мощность на ведущем валу привода

Р₁ = 11,2 кВт

Мощность на ведущем валу редуктора

кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора

=10 кВт

Вращающие моменты:

на ведущем валу шестерни

на ведущем валу редуктора =73 4=292 Н м

на ведомом валу редуктора

3. Расчет закрытой зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200 [1,с.34].

Допускаемые контактные напряжения ,

где _{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1,с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

_{H lim b}=2HB+70;

K_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; [s_Н]=1.1 [1,с.33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[_H]=0.45([_H1]+ [_H2]);

для шестерни МПа;

для колеса 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[_Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [_Н] 1.23[_Н2] выполнено.

Коэффициент принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае симметричного расположения колес, значение К_Н=1.1.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1, c.36 ].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для косозубых колес К_а=43, а передаточное число редуктора u=u_p=4.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w=140 мм [1, c.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n=(0.010.02) a_w=(0.010.02)140=1.42.8 мм;

принимаем по ГОСТ 9563–60 m_n=2.5 мм [1, c.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев =10 и определим числа зубьев шестерни и колеса: .

Принимаем z₁=22; тогда z₂=z₁u=224=88. Принимаем z₂=88.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

= arccos0.9821=10,9.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

мм;

Проверка: мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=56+22.5=61 мм;

d_a2=d₂+2m_n=224+22.5=229 мм;

ширина колеса b₂=_baa_w=0.4140=56 мм. Принимаем b₂=56 мм.

ширина шестерни b₁= b₂+5 мм=61 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки K_H=K_HK_H K_HV.

Значения K_H даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при _bd=1., твердости НВ 350 и принятом симметричном расположении колес относительно опор K_H=1.04.

По табл. 3.4 [1, c.39] при V=4.3 м/c и 8-й степени точности K_H1.09. По табл. 3.6 [1, c.40] для косозубых колес при V 5 м/с имеем K_HV= 1.01.

Таким образом, K_H=1.041.091.011.14.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

_H МПа>[_Н]= 410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

%,

что менее допускаемой перегрузки в 5% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t= H;

радиальная F_r = Н;

осевая F_a=F_ttg =2607.1tg10.9 570 H.

Здесь =20  угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F= K_F K_FV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при _bd=1, твердости HB 350 и принятом симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F=1.1. По табл. 3.8 [1, c.43] K_FV=1.3. Таким образом, коэффициент K_F=1.11.31.43; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

у шестерни ;

у колеса , тогда

Y_F13.95 и Y_F2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение .

По табл. 3.9 [1, c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8230=415 MПа; для колеса =1.8200=360Мпа

S_F]= [S_F] [S_F] – коэффициент безопасности, где [S_F] = 1.75 по табл. 3.9 [1, c.44], [S_F]=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [S_F]= 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_ и K_F

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия _=1.5 и 8-й степени точности K_F=0.92.

Проверяем прочность зуба колеса

MПа [_F2]=206 МПа.

Условие прочности выполнено.