30

Вступ

Вступ 2

1.2.2 Передаточне число редуктора. 4

1.2.3. Потужність на валах. 4

1.5.Крутні моменти на валах. 5

2.Розрахунок редуктора. 5

2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс. 5

2.2.Розрахунок конічної передачі. 7

2.3. Розрахунок плоскопасової передачі з натяжним роликом 12

3.Розрахунок валів 15

4.Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс 16

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора 17

6. Перший етап ескізної компоновки редуктора 18

7. Перевірка довговічності підшипників 18

8. Розрахунок валів на витривалість 23

9. Підбір і перевірка шпонкових з’єднань 26

10. Підбір і розрахунок муфти 27

11. Збірка редуктора 28

12. Вибір мащення для зубчастих коліс і підшипників 28

Бібліографічний список 30

Вступ

Основними вимогами яким повинні відповідати сучасні машини являється забезпечення високої продуктивності. Однак побудова високопродуктивних машин зв’язана з підвищенням швидкості руху їх деталей і вузлів, що веде до підвищення навантаження на їх деталі. Одночасно з цим кожна машина повинна мати по можливості просту кінематичну схему, бути зручною в експлуатації і забезпечувати безпеку роботи. Тому курсове проектування являється можливим етапом вивчення курсу деталей машин.

Розрахувати чи спроектувати ту чи іншу машину – значить в відповідності з завданням по умовах роботи і режиму її навантаження утворюється нова, більш сучасна машина. Конструкцію розробляють найбільш раціональною, встановлюють найбільш раціональну форму і основні розміри її деталей, які б забезпечували постійну і безпечну роботу проектованої машини в цілому.

В процесі самостійного використання курсового проекту у студентів виробляється відповідна методика розв’язку складальних задач конструювання, розвиваються конструктивні навики мислення творчі можливості.

РОЗРАХУНОК І КОНСТРУЮВАННЯ

Розділ 1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

Початкові дані для розрахунків

Потужність на вихідному валу привода Р=3,8 кВт

Кутова швидкість вихідного вала привода рад/с

Термін служби передачі h=29 год

Частота обертання веденого валу приводу:

об/хв

де - кутова швидкість веденого валу приводу, рад/с.

1.2. Вибір електродвигуна

1.2.1. Потужність на ведучому валу приводу

де - потужність на кінцевому валу приводу

₁; ₂… _n – коефіцієнт корисної дії окремих передач кінематичного ланцюга (за схемою) з урахуванням втрат в опорах приймають за даними табл.1.1.

По таблиці 1.1 приймаємо:

ККД пари конічних зубчатих коліс η₁=0,97

коефіцієнт, який враховує втрати пари підшипників кочення, η₂=0,995.

ККД відкритої пасової передачі η₃=0,96.

Загальний коефіцієнт ККД приводу:

η = η₁ · η₂ · η₃ = 0,97 · 0,995² · 0,96= 0,92

По таблиці П1 по необхідній потужності Р_ПРоб = 4,1 кВт вибираємо електродвигун; трьохфазний короткозамкнутий серії 4А закритий обдуваємий із синхронною частотою обертання 1500 об/хв. 4А 100L4Y3 з параметрами Р_дв = 4 кВт і частотою обертання n_дв = 1430 об/хв..

1.2.2 Передаточне число редуктора.

Загальне передаточне число приводу :u=

Окремі передаточні числа можна прийняти для редуктора по ГОСТ 12289-76 и_р = 3 і тоді для пасової передачі и_л = 8,31/3=2,8.

1.2.3. Потужність на валах.

Проміжного вала: Р₂=Р₁ ·η_п.п.=4,1·0,96 ≈3,94кВт.

Тихохідного вала: Р₃=Р_2.·η_к.р. ·η_підш =3,94·0,97·0,995²·≈3,8кВт

1.2.4.Кутові швидкості та частота обертання валів.

Першого вала n₁ = n_дв = 1430 об/хв.; ω₁ = ω_дв = 149,7 рад/с;

Проміжного вала: ;

Тихохідного вала: n₃ = 172 об/хв.; ω₃ = 18 рад/с.

1.5.Крутні моменти на валах.

на валу шестерні:

на валу колеса:

Т₂ = Т₁ · и_п = 27,4 · 10³ · 2,8 = 76,7 · 10³ Н · мм;

на валу веденої зірки:

Т₃ = Т₂ · и_л = 76,7 · 10³ · 3 = 230,2 · 10³ Н · мм.

Вал	№	І		ІІ		ІІІ
Р	кВт	4,1		3,94		3,8
ω	рад/с	149,7		53,5		18
n	об/хв	1430		510,7		172
Т	Н м	27,4		76,7		230,2
U			2,8		3

2.Розрахунок редуктора.

2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс.

Приймаємо для шестерні і колеса сталь марки- 40ХН.Приймаєм термічний обробіток шестерні і колеса-покращення. Твердість колеса в межах 235...262НВ; шестерні –покращення 269...302НВ.

Середня твердість матеріалу шестерні і колеса:

НВ_{1 сер}=0,5(НВ_1min+HB_1max);

HB _min-мінімальна твердість.

HB _max-максимальна твердість

для шестерні НВ_{1 сер}=0.5(269+302) = 285.5

для колеса НВ_2сер=0.5(235+262)=248.5

Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність:

-шестерня N_но1=(НВ_1сер)³=23.3 10⁶

-колесо N_но2=(НВ_2сер)³=15.3 10⁶

де НВ_2сер-середня твердість матеріалу зубчастого колеса.

НВ_1сер-середня твердість матеріалу шестерні.

Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях тихохідної ступені.

- шестерня N₁ = 60 n₁Lh 10³ = 60*510,7*28 10³= 422 10⁶

- колесо N₂ = = =115 10⁶

n₁- частота обертання веденого вала, об/хв;

Lh – ресурс передачі, тис. год.;

U₁- передаточне число тихохідної передачі;

Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю.

- колесо K_HL2 = =

- шестерня K_HL1=

де – N_{HO2 ,}N_HO1- базове число циклів зміни напружень у зубцях;

N₂, N₁- дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;

K_HLmax- максимальний коефіцієнт довговічності;

Якщо N_NL2 1,N_HL1 1, тобто, N_NO N, приймають K_HL=1,K_HL=1.

Допустимі контактні напруження на поверхнях зубців.

- колеса _H2= K_{HL2 HO2}= 514.3,МПа.

- шестерні _H1= K_{HL1 HO1}= 580,9,МПа.

де- _{H2, H1}-допустимі контактні напруження при базовому числі циклів, МПа

_H1=1,8 НВ_ср+67=1,8 285,5+67=580,9 МПа

_H2=1,8 248,5+67=514.3 МПа

Приймаємо кінцеві допустимі напруження для колеса 514,3 МПа = _H

Допустимі напруження згину. Коєфіцієнт довговічності:

Шестерня : K_FL1=

Колесо :K_FL2=

N₂,N₁-дійсне число циклів зміни напружень у зубцях

4 10⁶-базове число циклів зміни напружень у зубцях

m-показник ступеня кривої втоми