2. Задание на курсовой проект

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.

Тихоходная передача

Быстроходная передача

n3 об/мин

зубчатая

червячная

зубчатая

ременная

m

Z1

Z2

H1

H2

m

Z1

Z2

q

Z1

Z2

D1

D2

где m – модуль; H₁ и H₂ – твердость поверхностей зубьев шестерни и колеса;

n₃ – частота вращения тихоходного вала редуктора;

3. Порядок выполнения проекта

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

3.2. Вычертить редуктор на листе формата А1. При вычерчивании исправить обнаруженные ошибки.

3.3. Рассчитать передаточное число тихоходной ступени.

3.3.1. Передаточное число зубчатой передачи

U₂=Z₂/Z₁,

Z₁ и Z₂ – 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. Зубчатая передача

3.5.1.1. Угол наклона зуба

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

m – модуль нормальный, мм.

3.5.1.2. Делительные диаметры, d₁ и d₂ шестерни и колеса, соответственно

.

3.5.1.3. Диаметры выступов шестерни и колеса

.

3.5.1.4.Окружная скорость в зацеплении

.

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.

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 начальный диаметр

.

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 от Vск [1,таб.11.2],таб.4 П.

3.6. Подобрать материал для изготовления зубчатых колес или червячной пары тихоходной передачи и определить допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба

3.6.1. Зубчатые колеса

3.6.1.1. Материалы зубчатых колес и их термообработка

Выбираются в зависимости от заданной твердости рабочих поверхностей [2.таб.8.9],таб.5.П.

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[2, таб.8.9],таб.5 П, соответственно, МПа;

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

3.6.1.3. Расчетные допускаемые контактные напряжения [1]

Для косозубых передач

Для прямозубых - []_Н определяется 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 []_F1 и колеса []_F2 [1]

,

где []_F1 и []_F2 – пределы выносливости по напряжениям изгиба материала шестерни и колеса [2, таб.8.9], соответственно, МПа;

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. Для тихоходных передач применяют алюминево – 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) _в – при шлифованном и полированном червяке с твердостью HRC 45; []_н=С_v0,75 _в – при несоблюдении указанных условий для червяка.

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

Для безоловянистых бронз []_н = 300 – 25V_ск.

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, коэффициентам и 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=1,05…1,2;

K_HV=1 при V_ск  3 м/с;

K_HV=1…1,3 при V_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 _F1 и колеса _F2 и сравниваются с допускаемыми.

,

где - окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент формы зуба для шестерни Y_F1 и колеса Y_F2.

- эквивалентное число зубьев шестерни Z_V1 и колеса Z_V2;

- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб, определяется аналогично K_H.

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 K_H [2].

3.9. Определить мощность на выходном валу

, кВт.

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…0,98.

КПД червячной передачи определяется п.3.5.2.7.

Потери в опорах валов входят в указанные значения КПД.

3.11. Передаточное число быстроходной передачи

Для зубчатой передачи

,

где z₁ и z₂ – числа зубьев шестерни и колеса, быстроходной передачи, соответственно.

Для ременной передачи без учета упругого скольжения

,

где D₁ и D₂ – диаметры ведущего и ведомого шкивов, соответственно.

3.12. Желаемая частота вращения быстроходного вала (вала двигателя)

.

3.13. Выбор электродвигателя

Двигатель выбирается по каталогу [3], таб.11 П, в зависимости от необходимой мощности P₁ и частоты вращения n₁ по условию

Р_дв  Р₁ ,

где Р_дв – мощность двигателя по каталогу.

Заполнить таблицу

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

Размеры d и l взять 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 валов без термообработки применяют стали Ст.5 Ст.6; для валов с термообработкой применяют стали 45, 40Х.

3.15.2. Минимальный диаметр тихоходного вала

,

где []_кр – допускаемое напряжение кручения.

Для расчета тихоходных валов из сталей Ст.5,Ст.6, 45, 40Х принимают []_кр=20…25 МПа.

Полученное d_min сравнивать с диаметром выходного конца 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 высота h, 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;

[]_см – допустимое напряжение смятия.

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

3.17. Дать описание конструкции редуктора, ответив на вопросы п. 6.