Содержание.

Техническое задание……………………………………………………………..3

Введение…………………………………………………………………………..4

Глава 1. Кинематический расчет………………………………………………...5

Глава 2. Расчет цепной передачи………………………………………………..8

Глава 3. Расчет редуктора……………………………………………………….12

      3.1 Выбор материалов червячной передачи, определение допускаемых

            напряжений, расчет червячной передачи……………………………12

      3.2 Эскизная компоновка редуктора……………………………………..17

      3.3  Проектный и проверочный расчет  валов редуктора……………….18

      3.3.1 Быстроходный вал…………………………………………………..20

      3.3.2 Тихоходный вал……………………………………………………..27

      3.4 Подбор и проверка подшипников……………………………………34

      3.4.1 Подшипники быстроходного вала…………………………………34

      3.4.2 Подшипники тихоходного вала……………………………………35

      3.5 Смазывание червячного зацепления и подшипников………………37

      3.6 Подбор и проверка шпонок………………………………………….38

Глава 4. Подбор и проверка муфты на входном  валу…………………………39

Глава 5. Расчет приводного вала……………………………………………….40

Глава 6. Экономическое обоснование конструкции  привода………………..41

Глава 7. Заключение…………………………………………………………….43

Список  литературы……………………………………………………………...44

Приложение. Спецификации на сборочные чертежи. 
 
 
 
 
 
 

Введение.

      Курсовой  проект охватывает подробную конструкторскую  разработку всех элементов заданной конструкции с учетом размера работы и срока службы машин.

      Курсовой  проект позволяет систематизировать, закрепить и расширить теоретические  знания, а также развить расчетно-графические  навыки.

      В результате расчетов я ознакомился  с конструкциями типовых деталей  и узлов, научился конструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам.

      Целью курсового проектирования является помочь овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования, научить защищать самостоятельно принятое техническое решение. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Глава 1. Кинематический расчет привода. 

     Определяем  мощность рабочей машины по формуле:

тогда требуемая мощность двигателя с  учетом к.п.д. получим:

где η_пр - общий к.п.д. привода, который определим по формуле:

где η_цп – к.п.д. цепной передачи;

       η_пк – к.п.д. подшипников качения; 

       η_чп – к.п.д. червячной передачи;

       η_м – к.п.д. муфты.

Тогда получим требуемую мощность двигателя:

     Частоту вращения приводного вала определяем по формуле:

     Задавшись предварительно средними передаточными отношениями в рекомендуемом диапазоне, получим среднее ожидаемое передаточное отношение привода. Для червячной передачи U_чп=25, для цепной передачи U_цп=2,7, тогда U_пр= U_чп ·U_цп=25·2,7=67,5.

     Частота вращения вала электродвигателя (ориентировочно)

      По ГОСТу 28330-89 выбираем электродвигатель  типа 4А112М6У3, у которого P_ном=7,5 кВт, n_дв=2900 мин^-1.

    Уточняем  передаточные числа. Общее передаточное число привода

      Оставляем передаточное число червячной и цепной передачи те же, что и ранее (отклонение менее 1%).

      Окончательно  принимаем U_чп=25, U_цп=2,7.

     Силовые (мощность и вращающий момент) и  кинематические (частота вращения) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_дв при установленном режиме.

     Обозначив валы, находим эти параметры.

     Определяем  мощность:

     Определяем  крутящие моменты на валах:

     Определяем  частоты вращения валов:

Заполним  таблицу:

Глава 2. Расчет цепной передачи

   1. Выбираем цепь приводную роликовую  однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75) и  определяем шаг ее по формуле;  предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:

   Вращающий момент на ведущей звездочки:

   Т=Т_вых=400 Н*м

   Передаточное  число было принято ранее:

   U_цп=2,7.

   Число зубьев звездочек:

   а) ведущей звездочки;

   z₁=31 – 2·U_цп=31 – 2*2,7≈25,

   б) ведомой звездочки;

   z₂= z₁· U_цп =25*2,7≈67,

   Проверим  передаточное число 

   U_цп=

то есть отличается от заданного менее, чем  на 1%, что допустимо.

   Расчетный коэффициент нагрузки:

   К_э=k_д·k_а·k_н·k_р·k_см·k_п,

где k_д – динамический коэффициент при спокойной нагрузке, k_д=1;

    k_а – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния, k_а=1;

    k_н -  коэффициент учитывающий угол наклона линии центров, k_н=1 (т.к. угол не превышает 60º);

    k_р – коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи, принимаем, k_р = 1,25 (т.к. следуе принять a=(30…50)t);

    k_см – коэффициент учитывающий тип смазки, k_см=1 (т.к. непрерывная смазка);

       k_п – коэфф. учитывающий продолжительность работы в сутки, k_п =1; 
 

   Следовательно:

   К_э=1,25,

   Для определения шага цепи по формуле  надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В таблице допускаемое давление [р] дано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага цепи. Частота вращения ведущей звездочки равна 116 мин^-1. Среднее значение допускаемого давления при n=100 мин^-1 [р]=29 МПа.

   Шаг однорядной цепи

   t

   Подбираем по табл. цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568 – 75, имеющую t=25,4 мм, разрушающую нагрузку Q=60 кН, массу q=2,6кг/м, проекцию опорной поверхности  шарнира А_оп=179,7 мм². 
 

   2. Проверяем цепь по двум показателям:

   а) по частоте вращения - допускаемая  для цепи с шагом t=25,4 частота вращения [n₁]=800 мин^-1, условие n₁≤ [n₁].

   б) по давлению в шарнирах:

   Скорость  цепи:

   υ=

   Окружная  сила.

   F_t=

   Давление  в шарнире проверяем по формуле

   р=

   Условие р≤[р] выполнено. 

   3. Определяем число звеньев цепи  по формуле:

   L_t=2·а_t+0,5z_Σ + Δ²/ а_t,

   где: а_t= а/t=40;

          z_Σ= z₁+z₂=25+67=92;

          Δ= (z₂ – z₁)/2·π=(67-25)/2·3,14=6,68.

   Получаем:

   L_t=2·40+0,5·92+6,68²/40=127.

   Округляем до четного числа: L_t=128.

   Уточняем  межосевое расстояние по формуле:

   а=0,25·t·[L_t-0,5·z_Σ+

   =0,25·25,4·[128-0,5·92+

      Для свободного провисания цепи  предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1027·0,004=4 мм. 

   5.Определим  диаметры делительных окружностей  звездочек по формуле:

      ведущей:

   d_д1=t/sin(180/z₁)=25,4/ sin(180/25)=202,7 мм,

       ведомой:

   d_д2=t/sin(180/z₂)=25,4/ sin(180/67)=541,9 мм. 

   Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек:

   D_e=

где d₁ – диаметр ролика цепи, d₁=15,88; 
 

          ведущей:

D_e1=

     ведомой

D_e1=

   Определяем  диаметры окружности впадин:

   D_i=

      ведущей:

   D_i1=

     ведомой:

   D_i2=

   7. Определяем силы, действующие на  цепь:

   окружная 

   F_t=3975 Н;

   центробежная  сил 

   F_υ =q·υ²=2,6·1,23²=3,9 Н, где q=2,6 кг/м;

   от  провисания цепи

   F_f=g·K_f·q·a=9,81·6·2,6·1,027=157,2 Н;

   Расчетная нагрузка на валы:

   F_оп= F_t +2·F_f=3975+2·157,2=4289,4 Н.

   Проверим  коэффициент запаса прочности цепи:

   s=

   Это больше чем нормативный коэффициент  запаса прочности для данной цепи, который составляет 8,2, следовательно условие s≥[s] выполнено. 
 
 
 
 

Глава 3. Расчет редуктора.

3.1 Выбор материалов  червячной передачи, определение допускаемых  напряжений, расчет  червячной передачи.

      1. Определяем скорость скольжения  по формуле:

      Для такой скорости коэффициент С_V=0,8.

      2. По рекомендациям для найденной  скорости скольжения выбираем  материал венца червячного колеса  – бронзу БрО10Н1Ф1 ГОСТ 613-79 с  центробежной отливкой и механическими  характеристиками – σ_В=285 МПа;  σ_Т=165 МПа. Материалом червяка назначаем сталь 40ХН ГОСТ 4553-81 с твердостью после термообработки 45…55 HRC_э.

      3. Определяем допускаемые напряжения  для червячного колеса по таблице  и формулам:

      -допускаемое  контактное напряжение [σ_Н], МПа:

      [σ_Н]=С_V·0,9·σ_В=0,8·0,9·285=205,2 МПа; 

      - допускаемые напряжения на изгиб  [σ_F], МПа:

      [σ_F]=0,25·σ_Т+0,08 σ_В =0,25·165+0,08·285=64,05 МПа;

      - допускаемые напряжения для проверки  на прочность передачи при  действии кратковременной максимальной  нагрузки:

      [σ_Нmax]=4·σ_Т=4·165=660 МПа;

      [σ_Fmax]=0,8·σ_Т=0,8·165=132 МПа;

      4. Эквивалентный крутящий момент  на колесе найдем по формуле:

      5. Приняв число витков червяка  z₁=2, определяем значение начального коэффициента концентрации по рисунку (учебник Соловьева В.Д. «Курсовое проектирование ДМ», Тула 2002 г., стр. 77, рис. 3.14) .  

      Согласно  следующей формуле получим:

      6. Межосевое расстояние вычислим  по формуле:

      Округляем до ближайшего большего стандартного мм.

      7. Число зубьев колеса z₂=z₁·U_чп=2·25=50.

      8. Предварительное значение модуля  определяем по формуле

      9. Коэффициент диаметра червяка  находим по формуле:

      10. Округляем значения m и q до стандартных:

      m=4; q=12,5.

      Определим  коэффициент смещения инструмента  х:

      11. Размеры червяка (1) и червячного  колеса (2) определим по следующим формулам:

      - делительный диаметр:

      - диаметр окружности вершин витков:

      - диаметр окружности впадин:

      - наибольший диаметр червячного  колеса:

      - длина нарезанной части червяка:

      - ширина червячного колеса:

      12. Угол подъема линии витка червяка  определим по таблице:

      γ=9˚05΄

      13. Окружная скорость на червяке:

      14. Фактическую скорость скольжения  находим по формуле:

      Такой скорости соответствует С_V=0,81.

      15. Уточненное допускаемое напряжение  получим:

      [σ_Н]=С_V·0,69·σ_В=0,81·0,9·285=207,7 МПа.

      16. Определяем окружную скорость  колеса:

      Принимаем для такой скорости (<3 м/с) скорости K_Hv=1.

      17. Проверяем передачу на контактную  выносливость по формуле:

      - условие прочности:

      Условие прочности выполняется, т.к. [σ_Н]=207,7 МПа больше  σ_H=201,4 МПа на 3% что допустимо. 

      18. Уточняем угол подъема линии  витка червяка по формуле:

      В зависимости от скорости скольжения принимаем приведенный угол трения φ₁=1,1˚.

      19. К.п.д. передачи находим по формуле:

      20. Силы в зацеплении рассчитываем  по формулам:

      - окружная сила на колесе, равная  осевой силе на червяке (Н):

      - окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (Н):

      - радиальная сила (Н):

      21. Определяем все величины, необходимые  для проверочного расчета передачи  на изгиб. Принимаем K_Fβ=1,1; K_Fυ=1,2 для скорости скольжения V_S>3 м/с. Эквивалентное число зубьев получим из формулы:

тогда коэффициент формы зуба в зависимости  от эквивалентного числа зубьев получим:

Y_f=1,44.

      22. Расчетное напряжение изгиба  определяем по формуле:

где  Т_НЕ2 – эквивалентный крутящий момент на колесе, Н·м;

        K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки;

        K_Fυ – динамический (скоростной) коэффициент.

      23. Проверяем передачу на прочность  при действии кратковременной максимальной нагрузки по формулам:

      - на контактную прочность:

      -по  напряжениям изгиба:

      24. Проводим тепловой расчет. Определяем  поверхность теплоотдатчи корпуса по формуле:

      Рабочую температуру масла в редукторе  рассчитываем по формуле, приняв K_T=15 Вт/м²·˚С; P₁=P_дв=6 кВт.

      Дополнительные  меры по отводу тепла не требуются. 
 
 
 
 
 
 
 

3.2 Эскизная компоновка редуктора. 

      Эскизная  компоновка устанавливает положение  колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор; определяет расстояние между  точками приложения реакций подшипников  быстроходного и тихоходного  валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты.

      Эскизная  компоновка выполняется в соответствии стребованиями ЕСКД на миллиметровой  бумаге формата А2, карандашом в контурных  линиях в масштабе 1:1. Компоновку выполняем  в следующей последовательности:

      1. Намечаем расположение проекций  компоновки в соответствии с  кинематической схемой привода  и наибольшими размерами колес.

      2. Проводим оси проекций и осевые  линии валов.

      3. Вычерчиваем редукторную пару  в соответствии с геометрическими  параметрами, полученными в результате проектного расчета.

      4. Для предотвращения задевания  поверхностей вращающихся колнс  за внутренние стенки корпуса  контур стенок проводи с зазором  8…10 мм.

      5. Вычерчиваем ступени вала на  соответствующих осях по размерам  d и l.

      6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчиваем контуры подшипников по их размерам.

      7. Определяем расстояние между  точками приложения реакций подшипников  быстроходного и тихоходного  валов.

      8. Определяем точки приложения  консольных сил.

      9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.