2. Задание на курсовую работу

Задание «Проектирование двухступенчатого механического привода» выполняется на базе одноступенчатых и двухступенчатых редукторов, чертежи которых выдаются. Предполагается длительный срок эксплуатации и не реверсивный режим работы привода.

Варианты задания отличаются особенностями исполнения редуктора (твердость зубьев, передаточные числа, модуль зацепления и др.), частотой вращения выходного вала, коэффициентом внешней нагрузки, типом применяемой муфты и др.

Исходные данные на проектирование оформляются в виде таблицы 1:

Таблица 1. Исходные параметры для проектирования

Тихоходная передача

Быстроходная передача

n3 об/мин

зубчатая

червячная

зубчатая

ременная

m

Z1

Z2

H1

H2

m

Z1

Z2

q

Z1

Z2

D1

D2

В таблице приняты следующие обозначения:

для зубчатой передачи:

m– модуль нормальный, мм

Z₁– число зубьев шестерни

Z₂– число зубьев колеса

Н₁ – твердость шестерни,НВилиHRC

H₂– твердость колеса,НВилиHRC

для червячной передачи:

m– модуль, мм

Z₁– число заходов червяка

Z₂– число зубьев червячного колеса

q– коэффициент диаметра червяка

для ременной передачи:

D₁– диаметр ведущего шкива, мм

D₂– диаметр ведомого шкива, мм

При наличии в задании цепной передачи в таблице 1 в разделе, быстроходная передача вместо параметров ременной передачи указываются параметры цепной передачи:

Z₁– число зубьев ведущей звездочки

Z₂– число зубьев ведомой звездочки

п₃– частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин.

3. Порядок выполнения курсовой работы

3.1. Изучить конструкцию заданного редуктора, принцип работы, назначение каждой детали.

3.2. Выполнить сборочный чертеж редуктора на листе формата А1. При вычерчивании проанализировать конструкцию редуктора и предложить оптимальный вариант конструкции.

3.3. Рассчитать передаточное число тихоходной ступени.

3.3.1. Передаточное число зубчатой передачи:

U₂=Z₂/Z₁,

Z₁иZ₂– число зубьев шестерни и колеса.

3.3.2. Передаточное число червячной передачи:

U₂=Z₂/Z₁,

где Z₁– число заходов червяка; Z₂– число зубьев червячного колеса.

3.4. Частота вращения промежуточного вала:

n₂=n₃ U₂

3.5. Геометрические параметры тихоходной передачи

3.5.1. Зубчатаяпередача

3.5.1.1. Угол наклона зуба:

β

где а_W – межосевое расстояние, которое берется из чертежа и при необходимости округляется до стандартного значения, [таблица 1П];

m– модуль нормальный, мм.

3.5.1.2. Делительные диаметры, d₁иd₂шестерни и колеса, соответственно:

.

3.5.1.3. Диаметры выступов шестерни и колеса:

.

Диаметры впадин шестерни и колеса:

3.5.1.4.Окружная скорость передачи:

.

п₂– частота вращения вала, на который насаживается шестерня, об/мин.

Примечание: диаметры окружностей указывать до третьей цифры после запятой.

3.5.1.5. Степень точности передачи

Степень точности по ГОСТ 1643 – 81 выбирается в зависимости от окружной скорости [2.табл.8.2], таб.2 П.

3.5.1.6. Коэффициент ширины колеса

,

где b₂– ширина колеса, берется из чертежа.

Коэффициент ширины колеса округляется до ближайшего из ряда стандарта чисел: 0,1;0,16;0,2;0,25;0,315;0,4;0,5;0,63;0,8.

3.5.2.Червячная передача

3.5.2.1. Коэффициент смещения инструмента при нарезании червячного колеса

где q– коэффициент делительного диаметра червяка(стандартное значение);

a_w – стандартное межосевое расстояние, мм

Коэффициент смещения должен лежать в интервале

–1 ≤ X≤ +1

3.5.2.2. Диаметры червяка:

делительный d₁=mq;

начальный d_w1=d₁+2mx;

выступов d_a1=d₁+2m;

впадин d_f1 =d₁– 2,4mx.

3.5.2.3. Диаметры колеса:

делительный d₂ =mZ₂;

начальный d_w2 =d₂;

выступов d_a2 =d₂+2m+2mx;

впадин d_f2 =d₂– 2,4m+2mx.

3.5.2.4. Угол подъема винтовой линии червяка на начальном диаметре:

.

3.5.2.5. Скорость скольжения в зацеплении

.

3.5.2.6. Степень точности передачи выбирается в зависимости от скорости скольжения [2,таб.9.2.],таб.3 П.

3.5.2.7. Коэффициент полезного действия передачи

где - угол трения, зависит отVск [1,таб.11.2],таб.4 П.

3.6. Подбор материал для изготовления зубчатых колес или червячной пары тихоходной передачи и определение допускаемых контактных напряжений и допускаемых напряжений изгиба.

3.6.1. Зубчатые колеса

3.6.1.1. Материалы зубчатых колес и их термообработка

Материал зубчатых колес и термообработка выбирается исходя из твердости зубчатых колес, указанных в исходных параметрах (таблица 1).

3.6.1.2. Допускаемые контактные напряжения при длительном сроке эксплуатации для шестерни[]_н1 и колеса []_н2

,,

где _нlim1,_нlim2– пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса рассчитываются по формулам, приведенным в таблице 5П

S_H– коэффициент безопасности [2,табл 8,9] (таб. 5 П).

3.6.1.3. Расчетные допускаемые контактные напряжения [1]

Для косозубых и шевронных передач:

Для прямозубых - []_Нопределяется минимальным значением, определяемым в п.3.6.1.2.

3.6.1.4. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на изгиб с достаточной степенью точности для длительного срока эксплуатации при нереверсивной нагрузке для шестерни []_F1и колеса []_F2[1]

,

где []_Flim1и []_Flim2– пределы выносливости по напряжениям изгиба материала шестерни и колеса определяется по таблице 5П.

S_F – коэффициент безопасности [2, таб.8.9], табл. 5 П.

3.6.2. Червячная передача

3.6.2.1. Материалы [1]

Материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Червяки выполняются из сталей термически обработанных до твердости 45…65HRC. Широко применяются стали 40X; 40XH; 35XГСА; 18ХГТ; 12ХН3А и др.

Венцы червячных колес при скоростях скольжения Vск4м/с выполняют из оловянисто – фосфористых бронз Бр010Н1Ф1, Бр О10Ф1. При скорости скольжения менееV_ск< 4м/с применяют алюминиево – железистые бронзы Бр А9ЖЗЛ, Бр А10Ж4Н4Л и латуни. Механические характеристики бронз_в– предел прочности и_т– предел текучести по [1,2] представлены в приложении, таб.6 П.

3.6.2.2. Допускаемые контактные напряжения [2]

Для оловянистых бронз []_н= (0,85…0,9) С_v_в– при шлифованном и полированном червяке с твердостьюHRC45; []_н=С_v0,75_в– при закалке ТВЧ.

С_v– коэффициент, учитывающий скорость скольжения, таб.7 П.

Для безоловянистых бронз []_н= (300…275)- 25·V_ск

300 – для цементированных червяков

275 – для червяков, подвергаемых ТВЧ

где _в - предел прочности бронзы (таблица 6П)

_т – предел текучести.

3.6.2.3. Допускаемые напряжения изгиба

Для всех марок бронз []_F=0,25_т+ 0,08_в.

3.7. Определить нагрузочную способность редуктора

Нагрузочная способность определяется величиной крутящего момента на выходном валу Т_3, Нм.

3.7.1. Тихоходная пара – зубчатая передача

где a_w– межосевое расстояние тихоходной передачи мм;

K_а= 450 – для прямозубой передачи;

K_а= 410 – для косозубых передачи;

_а=b/a_w– коэффициент ширины колеса,

где b– ширина колеса тихоходной пары, взять из чертежа;

К_H=К_н  К_н- коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность,

где К_н- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии. Определяется по графикам (2,рис.8.15) в зависимости от схемы редуктора, коэффициентами твердости рабочих поверхностей, [таб.8 П];

К_HV– коэффициент динамической нагрузки учитывает внутреннюю динамику [1, таб.10.5] и зависит от окружной скорости, степени точности, расположения зубьев (прямые или косые) и твердости рабочих поверхностей, [таб. 9 П].

3.7.2. Тихоходная пара – червячная передача

K_H= K_HK_HV– коэффициент нагрузки,

K_H=1,05…1,2;

K_HV=1 приV_ск 3 м/с;

K_HV=1…1,3 приV_ск > 3 м/с.

3.8. Проверочный расчет зубьев тихоходной передачи на усталостную прочность по напряжениям изгиба

3.8.1. Зубчатая передача

Для зубчатой передачи определяются действующие напряжения изгиба у ножки зуба шестерни _F1и колеса_F2и сравниваются с допускаемыми.

,

где - окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент формы зуба для шестерниY_F1и колесаY_F2.

- эквивалентное число зубьев шестерниZ_V1и колесаZ_V2;

- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб, определяется аналогичноK_H.

b – ширина зубчатого колеса, мм

m – модуль, мм

3.8.2. Червячная передача

Для червячной определяются действующие напряжения изгиба у ножки зуба червячного колеса и сравниваются с допускаемыми

где - окружная сила на червячном колесе;

Y_F – коэффициент формы зуба червячного колеса [2, табл. 11.3],

определяется по таблице 10 П; в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z_v=Z₂/cos³;

K_F– коэффициент нагрузки при расчете на изгиб, принимается

равным 1…1,1.

3.9. Определить мощность на выходном валу

, кВт.

где Т₃– крутящий момент на выходном валу, н·м

η₃– частота вращения выходного вала, об/мин.

3.10. Определить мощность на ведущем валу

,

где ₁– КПД быстроходной передачи;

₂– КПД тихоходной передачи.

Можно принять [3]:

_рем=0,94…0,96;

_зуб=0,96…0,97.

КПД червячной передачи берется из пункта 3.5.2.7.

Потери в опорах валов входят в указанные значения КПД.

3.11. Определение передаточных чисел:

Для зубчатой передачи

,

где z₁иz₂– числа зубьев шестерни и колеса, быстроходной передачи, соответственно

для червячной передачи

для ременной передачи без учета упругого скольжения

,

где D₁иD₂– диаметры ведущего и ведомого шкивов, соответственно

для цепной передачи

3.12. Расчетная частота вращения быстроходного вала

.

3.13. Выбор электродвигателя

Двигатель выбирается по каталогу [3], таб.11 П, в зависимости от необходимой мощности P₁и частоты вращенияn₁по условию

Р_дв Р₁,

где Р_дв– мощность двигателя по каталогу.

Частота вращения двигателя выбирается ближайшая относительно расчетной.

Заполнить таблицу

Марка электродвига­теля	Мощность, КВт	Частота вращения n, об/мин	Диаметр вала d, мм	Длина посадочной поверхности l, мм.

Размеры dиlвзять в таб.12 П.

3.14. Определить фактическую частоту вращения выходного вала и оценить величину отклонения от заданной

3.14.1. Фактическая частота вращения вала

.

3.14.2. Отклонение фактической частоты вращения от заданной

.

Допустимое отклонение 10%.

3.15. Подобрать материал для изготовления тихоходного вала и определить минимальный диаметр

3.15.1. Материал вала

Для большинства валов, применяемых в общем машиностроении применяют конструкционных стали: 35, 40, 40Х, 45, 50, 40 ХН.

3.15.2. Минимальный диаметр тихоходного вала

,

где []_кр– допускаемое напряжение кручения.

Для расчета тихоходных валов из конструкционных сталей принимают []_кр=20…25 МПа.

Полученное значение d_minсравнить с диаметром выходного вала и сделать заключение о прочности вала на чертеже.

3.16. Проверить правильность подбора шпонок выходного вала

3.16.1. По чертежу определить диаметры вала, на которых устанавливаются шпонки, и из ГОСТ 23360-78 [3], [таб.13 П] взять размеры призматической шпонки: ширина b, мм и высотаh, мм. Сравнить с размерами указанными на чертеже.

3.16.2. Проверочный расчет шпоночных соединений по условию

,

где d– диаметр вала в месте установки шпонки;

l_p=(l - b)– рабочая длина шпонки;

l – длина шпонки, в мм

[]_см– допустимое напряжение смятия, Мпа

Т₃– крутящий момент выходного вала, в Н·М

Для неподвижных соединений []_см=100…150 МПа.

3.17. Дать описание конструкции редуктора, ответив на вопросы, приведенные в пункте 6.