Содержание расчетно-пояснительной записки:

1.0 Задание на проект.

2.0 Введение.

3.0 Энергетический и кинематический расчеты привода.

3.1 Определение расчетной мощности привода.

3.2 Выбор электродвигателя.

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам.

3.4 Определение силовых и кинематических параметров привода.

4.0 Расчет зубчатой цилиндрической, конической, червячной передачи редуктора.

4.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.

4.3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

4.4. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость.

4.5. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на прочность при изгибе при действии максимальной нагрузки.

4.6. Проверочный тест на выносливость при изгибе.

4.7. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

4.8. Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи (червячной передачи).

5.0. Расчет открытой передачи привода.

5.1. Расчет открытой ременной (цепной) передачи.

5.2. Кинематический и геометрический расчеты.

5.3. Расчет конструктивных элементов шкивов (звездочек).

6.0. Предварительный расчет валов.

7.0. Выбор муфты.

8.0. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес корпуса и крышек редуктора.

9.0. Первый этап эскизной компоновки редуктора.

10.0. Обоснование выбора типов и размеров подшипников по динамической грузоподъемности.

10.1. Определение сил, действующих в зубчатом зацеплении на валы.

10.2. Определение опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах и проверка долговечности подшипников.

11.0. Второй этап эскизной компоновки редуктора.

12.0. Проверка прочности шпоночных соединений.

13.0. Уточненный расчет валов.

14.0. Назначение посадок основных деталей редуктора.

15.0. Смазка редуктора.

16.0. Тепловой расчет червячного редуктора.

17.0. Сборка редуктора.

18.0. Список использованной литературы. Спецификация.

Введение.

Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача , решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых свойств , характеризующих возможность снижения затрат материалов , энергии и труда на разработку и изготовление , ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что, руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой курсанта, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.

3.0 Энергетический и кинематический расчеты привода.

3.1 Определение расчетной мощности привода.

где Р_тр – требуемая мощность электродвигателя:

Р - мощность на выходном валу редуктора.

_общ – общий КПД привода.

Определяем общий КПД привода.

(1),

где _общ – общий КПД привода;

_р – КПД ременной передачи;

_цп. – КПД цилиндрического зацепления;

_п.к. – КПД пары подшипников качения;

_м. – КПД муфты.

Необходимые значения КПД определяем из таблицы 1 (см. [1] стр.3) Имеем: _р=0,96 _ц.п.=0,97, _п.к.=0,99, _м.=0,98. Подставляя числовые данные в формулу (1) получим:

3.2 Выбор электродвигателя

Выберем передаточное число, для этого максимальную частоту вращения вала разделим на частоту вращения выходного вала. Для начала переведем частоту вращения выходного вала в об/мин, для этого умножим на 60:

n_з=7,5*60/(2*3,14)=71,656 об/мин

Чтобы определить общее передаточное число, разделим максимальную частоту вращения вала самого быстроходного двигателя требуемой мощности из рекомендованных в табл.17.7.1.

2920/71,656=40,75

Выбираем u=40,75 Определяем требуемую мощность и частоту вращения вала электродвигателя.

P_тр = P_з / _общ = 9,5 / 0,734 = 12,942 кВт;

n_тр = n_з  u_общ =450  6 = 2700 мин^–1.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S2У3 с номинальной мощностью Р = 15 кВт, c частотой вращения n_асинхр = 2920 мин^–1 (см. табл. 3.3).

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его

по отдельным передачам.

Распределяем общее передаточное отношение привода между передачами. Принимаем передаточное число червячной передачи u_чп =20, цепной передачи u_цп = 40,75/20=2,0375.

Выполняем кинематический расчет привода.

3.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

(таблица).

3.4.1 Определение частот вращения валов:

Частота вращения электродвигателя нам уже известна и составляет:

n_эд = 2920 ^-1мин

Для наглядности расчета начертим схему привода:

Определим частоту вращения вала:

Определим частоту вращения вала:

где — частота вращения вала электродвигателя.

— передаточное отношение червячной передачи.

Определим частоту вращения вала:

где — передаточное число цепной передачи.

3.4.2 Определяем угловые скорости вращения валов:

Общая формула для определения угловой скорости i-го звена:

Определим угловую скорость вала электродвигателя:

где — частота вращения вала электродвигателя.

Определим угловую скорость вала:

Определим угловую скорость вала:

Определим угловую скорость вала:

3.4.3 Определяем мощности на валах привода:

Мощность на валу электродвигателя составляет:

.

Определим мощность на валу:

где — КПД ременной передачи.

Определим мощность на валу:

где — КПД зубчатой передачи.

— КПД подшипников качения.

Определим мощность на валу:

где — КПД муфты.

3.4.4 Определение крутящих моментов:

Общая формула для определения для определения крутящего момента i-го звена:

где — мощность на i-ом валу.

— угловая скорость i-го вала.

Определим крутящий момент на валу электродвигателя:

Определим крутящий момент на валу:

Определим крутящий момент на валу:

Определим крутящий момент на валу:

Результаты расчета сводим в таблицу.

Таблица 1

Силовые и кинематические характеристики привода

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращении n, мин-1	Угловая скорость ω, с-1	Крутящий момент Т, Нм
Эл. двиг	15	2920	306,5	48,939
1	14,0385	2920	306,5	45,8
2	10,725	146	15,281	701,85
3	10,1389	71,565	7,5	1352

2.0. Расчет червячной передачи привода.

Исходные данные: передаваемая мощность P=15к Вт; частота вращения вала двигателя: n_эд=2920 мин^-1;, передача осуществляется от асинхронного двигателя с короткозамкнутым ротором, пусковая нагрузка состав­ляет не более 120 % от нормальной, режим работы – постоянный. Червячная передача. Переда­точное число передачи u_р =20

1. Определяем предварительно скорость скольжения в червячной передаче [2, с. 26]:

2. Выбираем материал венца червячного колеса с учетом скорости скольжения и способа отливки. Способ отливки следует назначать в зависимости от заданного типа производства. При единичном производстве рекомендуется способ отливки в земляную форму. Из табл. 7.2 выбираем оловянную бронзу БрОФ10-1 с пределом прочности _в = = 275 МПа и пределом текучести _т = 200 МПа. Заливка в кокиль.

3. Определяем допускаемое контактное напряжение:

[_H] = [_HO]  С_υ  K_HL,

где [_HО] – допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений 10⁷;

[_HО] = (0,75–0,9)_в, причем меньшие значения принимаются при червяках, закаленных ТВЧ, со шлифованными витками, большие – при цементируемых, закаленных, шлифованных и полированных червяках;

С_υ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зубьев колес в зависимости от скорости скольжения; определяется по формуле С_υ = 1,66  υ_S^–0,352 или по табл. 7.3;

K_HL – коэффициент долговечности, заключен в диапазоне значений 0,67  K_HL  1,15:

где N_H = 60  n₂  L_n – число циклов нагружения (N_H  25  10⁷ циклов);

n₂ – частота вращения вала червячного колеса;

L_h – требуемая долговечность (ресурс) привода в часах (при постоянной нагрузке).

Таблица 7.2

Материалы для венцов червячных колес

Группа материалов	Материалы	Способ отливки	в, МПа	т, МПа	Допускаемые контактные напряжения []
I	БрОНФ10-1-1 S  25 м/с	Ц	285	165	0,9  С  в
	БрОФ10-1 S  12 м/с	К З	275 230	200 140	0,9  С  в
	БрОЦС5-5-5 S  8 м/с	К З	200 145	90 80	0,9  С  в; (0,7  С  в)
II	БрАЖН10-4-4 S  5 м/с	Ц К	700 650	460 430	300 – 25  S; (275 – 25  S)
	БрАЖМц10-3-1,5 S  5 м/с	К З	550 450	360 300	–  –
	БрАЖ9-4 S  5 м/с	Ц К З	530 500 425	245 230 195	–  –
III	СЧ18, СЧ15, S  2 м/с	в = 355 МПа (СЧ18) в = 315 МПа (СЧ15)			200 – 35  S; (175 – 35  S)

Примечания.

1. Способ отливки обозначается заглавной буквой: З – в землю; К – в кокиль; Ц – центробежный.

2. В скобках указаны формулы для червячных передач с твердостью червяка Н < 350 НВ.

Таблица 7.3

S  , м/с	1	2	3	4	5	6	7	 8
С	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

Для II и III групп материалов венцов червячных колес формулы расчета допускаемых контактных напряжений указаны в табл. 7.1.

N_H = 60  146  19000 = 16,64  10⁷ циклов;

[_HО] = 0,9 · 275 = 247,5 МПа;

[_H] = 247,5 · 0,782 · 0,726 = 140,514 МПа.

4. Допускаемые напряжения изгиба для всех групп материалов венцов колес определяются по формуле, которую в общем виде можно записать как

[_F] = [_FO]  K_FL,

где [_FO] – исходное допускаемое напряжение:

[_FО] = 0,25  _т + 0,08  _в (для материалов I и II групп);

[_FО] = 0,12  _вv (для материалов III группы);

значения _т,_в,_вv указаны в табл. 7.2;

– коэффициент долговечности при расчете на усталость при изгибе;

N_F = 60  n₂  L_k – число циклов нагружения (10⁵  N_F  25  10⁷);

N_F = 60  144  15000 = 12,96  10⁷ циклов;

0,546

[_FO] = 0,25  200 + 0,08  275 = 72 МПа;

[_F] = 72  0,546 = 39,31 МПа.

5. Определяем геометрические параметры червячной передачи.

Межосевое расстояние определяется из условия

где Т₂ – вращающий момент на червячном колесе, Н  мм;

K_Н – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; в предварительных расчетах при постоянной нагрузке можно принимать K_Н = 1;

[_Н] – допускаемое контактное напряжение.

200,569

Межосевое расстояние можно округлять до значений из стандартного ряда (80; 100; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250 мм и т. д.) или до чисел, оканчивающихся на 0 или 5.

Принимаем a_w = 200 мм.

Число заходов червяка зависит от передаточного числа червячной передачи (табл. 7.4).

Таблица 7.4

Число заходов червяка червячной передачи

u	8–14	15–30	Cвыше 30
z1	4	2	1

Для u_чп = 20 число заходов червяка z₁ = 2, тогда число зубьев колеса z₂ = z₁  и_чп = 2  20 = 40. Из условия неподрезания зубьев колеса рекомендуется принимать z₂  28.

Предварительное значение модуля передачи

m = (1,5–1,7)  a_w / z₂ = (1,5–1,7)  200 / 40 = 8,5–7,5 мм.

Принимаем m = 8 (табл. 7.5).

Коэффициент диаметра червяка при принятом модуле m = 8

q = 2a_w / m – z₂ = 2  200 / 8 – 40 = 10

Полученное при расчетах значение округляется до ближайшего стандартного (табл. 7.5). Принимаем q = 10.

Таблица 7.5

m	2,5; 3,15; 4; 5	6,3; 8; 10; 12; 5	16
q	8; 10; 12,5; 16; 20	7; 10; 12,5; 14; 16; 18; 20	8; 10; 12,5; 16

После расчета коэффициента диаметра червяка следует проверить нижний предел рекомендуемых значений:

q_min = 0,212  z₂ = 0,212  40 = 8,48;

10 > 8,48 – условие выполняется.

Таблица 7.6

Предпочтительные параметры червячных передач

u	z1	z2	q
8 10 12,5	4	32 40 50	8 10 12,5
16 20 25	2	32 40 50	8 10 12,5
31,5 40 50	1	32 40 50	8 10 12,5

Примечание. Ряд передаточных чисел червячных передач по ГОСТ 2144–76: 8; 9; 10; 11,2; 12,5; 14; 16; 18; 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 35,5; 40 и т. д.

Коэффициент смещения

.

Рекомендуемые пределы значений коэффициента смещения для червячных передач –0,7  x  0,7. Однако допускается диапазон –1  x  1.

В некоторых случаях после произведенных расчетов следует уточнить передаточное число передачи и отклонение u фактического значения u_ф от заданного u.

u_ф = z₂ / z₁ = 40 / 2 = 20;

u = |u_ф – u|  100 / u  4 %.

Если последнее неравенство выполняется, то можно продолжать расчет геометрических размеров червяка и червячного колеса.

Делительный диаметр червяка

d₁ = q  m = 10  8 = 80 мм

и червячного колеса

d₂ = z₂  m = 40  8 = 320 мм.

Диаметр вершин витков червяка и зубьев червячного колеса

d_а1 = d₁ + 2  m = 80 + 2  8 = 96 мм;

d_а2 = d₂ + 2  m  (1 + х) = 320 + 2  8  (1 + 0) = 336 мм.

Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса

d_f1 = d₁ – 2,4  m = 80 – 2,4  8 = 60,8 мм;

d_f2 = d₂ – 2  m  (1,2 – x) = 320 – 2  8  (1,2 – 0) = 300,8 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

348 мм.

Принимаем d_ам2 = 348 мм.

Длина нарезанной части червяка определяется по формулам ГОСТ 19650–74 (табл. 7.7).

Таблица 7.7

Коэффициент смещения х	Расчетные уравнения при z1
	1 и 2	4
–1,0 –0,5 0 +0,5 +1,0	b1  (10,5 + 0,06z2)  m b1  (8 + 0,06 z2)  m b1  (11 + 0,06 z2)  m b1  (11 + 0,1 z2)  m b1  (12 + 0,1 z2)  m	b1  (10,5 + 0,09 z2)  m b1  (9,5 + 0,09 z2)  m b1  (12,5 + 0,09 z2)  m b1  (12,5 + 0,1 z2)  m b1  (13 + 0,1 z2)  m

b₁  (11 + 0,06 z₂)  m= (11+0.06*40)*8=107.2

Определение длины нарезанной части червяка

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при m < 10 мм b₁ увеличивают на 25 мм, при m = (10–16) мм – на 35–40 мм, при m > 16 – на 50 мм, что связано с искажением профиля витка червяка при входе и выходе режущего инструмента. Если коэффициент смещения занимает промежуточное значение (отличается от указанных в табл. 7.6), b₁ определяют по тому из уравнений, которое дает большее значение b₁.

Для z₁ = 2; х = 0; b₁  (11 + 0,06  z₂)  m; b₁  (11 + 0,06  40) × × 8  107.2 мм, т. к. m < 10, то b₁ увеличиваем на 25 мм. Принимаем b₁ = 135 мм.

Ширина венца червячного колеса

b₂  0,75d_a1 при z₁ = 1 и z₁ = 2;

b₂  0,67d_a1 при z₁ = 4;

b₂  0,75  96;

b₂  72 мм.

Полученное значение округляется до величины из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем b₂ = 72 мм.

Определяем угол охвата червяка червячным колесом 2:

 = 51°536;

2 = 103°0721.

Условие 2  90° выполняется.

Определяем силы в зацеплении червячной передачи.

Следует изобразить схему действия сил и определить их величины. Если в задании не оговорено направление вращения и нарезки винтовой линии червяка, то ими можно задаться самостоятельно. Следует учитывать, что если червяк имеет правое направление винтовой линии, то передаточное отношение i = ₁ / ₂ – положительная величина. Если червяк имеет левое направление винтовой линии, то i = –₁ / ₂ – отрицательная величина.

Предположим, что червяк с правым направлением витка вращается по часовой стрелке. Схема действия сил показана на рис. 7.2.

4386,5*0,364=1596,686

Рис. 7.2. Схема действия сил

Выполняем проверочный расчет червячной передачи на прочность по контактным напряжениям.

Определяем скорость скольжения в зацеплении

_S = ₁ / cos,

где ₁ =   n₁  d₁ / 60 – окружная скорость на червяке;

 = arctg (z/(q + 2x)) = arctg (2 / (10 + 2 · 0)) = 11°3099;

₁ =   2920  0,08 / 60 = 12,225 м/с;

_S = 12,225 / 0,9833 = 12,432 м/с.

Уточняем допускаемое напряжение для найденной скорости скольжения:

[_Н] = 0,9  _в  C_;

C_ = 0,8;

[_Н] = 140,514 МПа.

Расчетное контактное напряжение

где K_Hv – коэффициент динамической нагрузки

143,33 МПа < 184,88 МПа.

Определяем КПД передачи:

 = tg / tg( + ),

где  – приведенный угол трения, определяемый экспериментально (табл. 7.8).

Таблица 7.8

Углы трения между червяком и червячным колесом

S, м/с	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	7,0	10	15
	3°10	2°30	2°20	2°00	1°40	1°30	1°20	1°00	0°55	0°50
	3°40	3°10	2°50	2°30	2°20	2°00	1°40	1°30	1°20	1°10

Меньшие значения  приведены для оловянной бронзы, большие – для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.

 = tg(11°30'99") / tg(11°30'99"+0°5') = 0,956.

Осуществляем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба

где Y_F – коэффициент формы зуба, который принимается по табл. 7.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z_2 = z₂ / cos³;

K_F – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; для постоянной нагрузки K_F = 1,0;

K_F – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колеса; при ₂  3 м/с K_F = 1; при ₂ > 3 м/с K_F = K_H; ₂ = = d₂n₂ / 60.

₂ = 2,445

K_H = 1

Таблица 7.9

Коэффициент Y_F, учитывающий форму зубьев червячных колес

z2	YF	z2	YF
20	1,098	40	1,55
24	1,88	45	1,48
26	1,85	50	1,45
28	1,80	60	1,40
30	1,76	80	1,34
32	1,71	100	1,30
35	1,64	150	1,27
37	1,61	300	1,24

Па

Условие прочности выполняется.

Тепловой расчет.

Рабочая температура масла без искусственного охлаждения

где  – КПД червячной передачи;

P₁ – мощность на червяке, Вт;

K_t – коэффициент теплоотдачи, Вт/м² °С (K_t = 9–12 при плохих условиях охлаждения; K_t = 13–17 при хороших условиях охлаждения);

А – площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса, м²: А  12  a_w^1,71, где a_w – межосевое расстояние червячной передачи;

ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

[t_раб] = 95 °C – максимально допустимая температура нагрева масла:

Если рабочая температура масла превышает допустимое значение, то следует принимать меры по охлаждению масла: увеличивать площадь охлаждения за счет применения ребер охлаждения на корпусе редуктора, устанавливать на валу червяка вентилятор, применять водяное охлаждение и т. д.

При охлаждении вентилятором

где коэффициент K_tb выбирается из таблицы в зависимости от частоты вращения вентилятора n_b (табл. 7.10).

Таблица 7.10

 nb	750	1000	1500	3000
Ktb	24	29	35	50