Готовая курсовая работа

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи



3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.

[3,стр.189]

Принимаем коэффициент

[3,стр.189]

Тогда



По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22



Модуль передачи

m=(0,1…0,2)aW = (0,1…0,2)149=1,49…2,98 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса



Число зубьев шестерни



Принимаем Ζ3 = 26, тогда

Ζ4 = Ζ3 • u2 =123,5

Принимаем Ζ4 = 124

Действительное передаточное число



Окончательное межосевое расстояние



3.2 Размеры шестерни и колеса

d3= m z3= 2 •26 = 52 мм

da3= d3+2m = 52+2 • 2= 56 мм

d4= m z4= 2 • 124 = 248 мм

da4= d4+2m = 248+2 • 2 = 252 мм

b4= Ψba • αw = 0,315 • 150 = 47,25 мм

Принимаем b4 = 50 мм

b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм

3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

[3, стр.191]

Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26

УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]

Коэффициенты

Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]

Окружная скорость в передаче



При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты

КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]

КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]

При

коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]



пункт 2.4

Прочность передачи достаточна.



4 Предварительный расчет валов



4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.



4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала



При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм

4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала



Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм

4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала



Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм

5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес



5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом

5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d2˝=1,6 • 40 =64 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 • d2˝=1,2 • 40 = 48 мм

Толщина обода

S0=(2,5…4)m=(2,5…4) •2=5…8

Принимаем S0=10

Толщина диска

C= 0,3b2= 0,3 • 30 = 9 мм

Принимаем С=10 мм

5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d3˝=1,6 мм • 65 = 104 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 • d3˝=1,2 • 65 = 75 мм

Толщина обода

S0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8

Принимаем S0= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b4 = 0,3 • 50 = 15 мм

Принимаем С =15 мм.



6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора



6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025αw+1 = 0,025• 150 + 1 = 4,73 мм

Принимаем δ = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5δ = 1,5•8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 • 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) •142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм

Принимаем d1=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) •16=8 ÷ 10 мм

Принимаем d2=10 мм



7 Проверка прочности шпоночных соединений.



7.1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Прочность соединений проверяется по формуле

[3,стр.107]

7.2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=22 мм выбираем шпонку с параметрами

b • h • l = 8 • 7• 30; t = 4 мм



Применяем чугунную полумуфту

[3,стр.108]

7.3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2˝=40мм выбираем шпонку b • h • l = 12• 8• 40; t1 = 5 мм



Для стальной ступицы

[3,стр.108]

7.4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3˝=30мм выбираем шпонку

b • h • l = 6• 6• 30; t1 = 5 мм



7.5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=22мм выбираем шпонку b • h • l = 6• 6• 30; t1 = 5 мм



7.6 Прочность шпоночных соединений достаточна

Введение

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2 Расчет быстроходной зубчатой передачи

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

4 Предварительный расчет валов

5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7 Проверка прочности шпоночных соединений

8 Подбор подшипников и проверка их долговечности

9 Уточненный расчет валов

10 Выбор муфты

11 Смазка

12 Список использованных источников





























Введение



Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

























































1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет





Рис. 1 Схема привода



1.1 КПД привода

η =η 12 • η2 3 , где

η1 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи

η2 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения [1, стр.61 табл.7]

η = 0,972 • 0,973 = 0,93

1.1 Мощность на валу исполнительного устройства

Ρ3 = Т ИМ • = 0,014 • 8,4 = 0,12 кВт

Требуемая мощность электродвигателя



По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 132S2 мощностью

Рэ=0,5 кВт и nd =1455 об/мин

1.2 Передаточное число привода.



1.3 Передаточное число тихоходной передачи

[2 стр.3 табл.1.3]

Тогда для быстроходной передачи



Принимаем u1=9, тогда





1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов.



n1 = nd =1455 об/мин











1.6 Крутящие моменты на валах



Т2 = Т1 • u1 • η1 • η2 =0,86 • 9 • 0,99 • 0,97 = 7,4 Н•м



Т3 = Т2 • u2 • η1 3 =7,4 • 10,8 • 0,993 = 77,5 Н•м



2 Расчет быстроходной зубчатой передачи

2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50.

2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев

[3,стр.189]

Принимаем коэффициент

[3,стр.189]

Тогда



По графику IV [3,стр.186 табл.12.18] находим при НВ>350 и Ψbd=1,6 коэффициент Кнβ=1,22

Допускаемые контактные напряжения

[3, стр.185]

При поверхностной закалке колес

δнlimb = 1,7 HRC+200 [3, стр.185 табл.12.4]

При

δнlimb = 1,7 • 47,5+200=1008 МПа

Коэффициенты

ΖR = 0,95; ΖV = 1; SН = 1,1 [3,стр.187]

При длительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL= 1 [3, стр.188 рис.12.20]

Тогда:





Модуль передачи

m=(0,1…0,2) аW= (0,1…0,2)88=0,88…1,76 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса



Число зубьев шестерни



Принимаем Ζ1 = 18, тогда

Ζ2 = Ζ1 • u1 = 18 • 9 =72

Принимаем Ζ2 = 72

Действительное передаточное число



Окончательное межосевое расстояние



2.3 Размеры шестерни и колеса

d1= m z1= 2 •18 = 36 мм

da1= d1+2m = 36+2 • 2= 40 мм

d2= m z2= 2 • 72 = 144 мм

da2= d2+2m = 144+2 • 2 = 148 мм

b2= Ψba • αw = 0,315 • 90 = 28,4 мм

Принимаем b2 = 30 мм

b1 = b2 + 5мм = 30+5=35 мм

2.4 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

[3, стр.191]

Коэффициент формы зуба при Ζ1 = 18

УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]

Коэффициенты

Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]

Окружная скорость в передаче



При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент

КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]

КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]

При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]

Допускаемое напряжение изгиба

[3,стр.194]

Для закаленных колес

[лит.3,стр.195 табл.12.6]

Коэффициент динамичности при V=2,4м/с и 8-й степени точности

КFV = 1,06 [3,стр.195 табл.12.5]

При односторонней нагрузке

КFС = 1 [3,стр.194]

Коэффициент безопасности

SK=1,7 [3,стр.194]

При длительной работе и постоянной нагрузке

КFL=1 [3,стр.194]



Прочность передачи достаточна.





3 Расчет тихоходной зубчатой передачи



3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.

[3,стр.189]

Принимаем коэффициент

[3,стр.189]

Тогда



По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22



Модуль передачи

m=(0,1…0,2)aW = (0,1…0,2)149=1,49…2,98 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса



Число зубьев шестерни



Принимаем Ζ3 = 26, тогда

Ζ4 = Ζ3 • u2 =123,5

Принимаем Ζ4 = 124

Действительное передаточное число



Окончательное межосевое расстояние



3.2 Размеры шестерни и колеса

d3= m z3= 2 •26 = 52 мм

da3= d3+2m = 52+2 • 2= 56 мм

d4= m z4= 2 • 124 = 248 мм

da4= d4+2m = 248+2 • 2 = 252 мм

b4= Ψba • αw = 0,315 • 150 = 47,25 мм

Принимаем b4 = 50 мм

b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм

3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

[3, стр.191]

Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26

УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]

Коэффициенты

Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]

Окружная скорость в передаче



При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты

КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]

КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]

При

коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]



пункт 2.4

Прочность передачи достаточна.



4 Предварительный расчет валов



4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.



4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала



При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм

4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала



Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм

4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала



Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм



5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес



5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом

5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d2˝=1,6 • 40 =64 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 • d2˝=1,2 • 40 = 48 мм

Толщина обода

S0=(2,5…4)m=(2,5…4) •2=5…8

Принимаем S0=10

Толщина диска

C= 0,3b2= 0,3 • 30 = 9 мм

Принимаем С=10 мм

5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

dCT=1,6 d3˝=1,6 мм • 65 = 104 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм

Длина ступицы

lCТ=1,2 • d3˝=1,2 • 65 = 75 мм

Толщина обода

S0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8

Принимаем S0= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b4 = 0,3 • 50 = 15 мм

Принимаем С =15 мм.



6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора



6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025αw+1 = 0,025• 150 + 1 = 4,73 мм

Принимаем δ = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5δ = 1,5•8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 • 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) •142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм

Принимаем d1=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) •16=8 ÷ 10 мм

Принимаем d2=10 мм

. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.

2. «Техническая механика» методическое указание 1982г.

3. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.