Курсова робота 1 страница

З курсу: “Прикладна механіка”

АПБ 10.21.82.000.ПЗ

Перевірив: Виконав:

______________ курсант

______________ 21 - взводу

______________ Петренко І.В.

––––––––– –––––––––––––

Захищено з оцінкою:

«_________________»

«___» ________ 20__

Черкаси 2012

Зміст

Стор.

Технічне завдання................................

Умовні позначення................................

1. Підбір електродвигуна.............................

2. Розрахунок зубчатої передачі.....................

3. Ескізна компоновка вузла редуктора..............

4. Підбір підшипників...............................

5. Вибір шпонки....................................

6. Перевірочний розрахунок веденого вала............. Література.........................................

Технічне завдання

Спроектувати вузол вихідного валу одноступінчатого редуктора з закритою циліндричною косозубою передачею.

Матеріал зубчастого колеса і шестерні сталь 40Х.

Твердість зубів зубчастого колеса і шестерні: НВ300.

Вихідні дані зводимо до в таблиці 3.1.

Таблиця 3.1

Вихідні дані до курсової роботи

№ варіанту.	Число обертів на ведучому валу, n1, об/хв.	Переда-точне число редуктора Uред.	Кут нахилу зубів β^°	Потуж- ність N2, кВт.	Термін роботи передачі Т, год.	Напрям зубів шес-терні
		3,6		6,0		правий

Умовні позначення

а_{ω —} міжосьова відстань;

[σ] – допустиме контактне напруження;

N₂ – потужність на вихідному валу;

N₁ – потужність на швидкохідному валу;

ω₁ – кутова швидкість на швидкохідному валу;

ω₂ – кутова швидкість на вихідному валу;

М₂ – номінальний момент на зубчастому колесі;

М₁ – номінальний момент на шестерні;

n₂ – оберти вихідного валу;

n₁ – оберти швидкохідного валу;

b₁ – ширина вінця шестерні;

b₂ – ширина вінця зубчастого колеса;

m – модуль зубчастої передачі;

Z₁ – число зубів шестерні;

Z₂ – число зубів зубчастого колеса;

d_ω1 – ділильний діаметр шестерні;

d_ω2 – ділильний діаметр зубчастого колеса;

β – кут нахилу зубів;

d_a1 – діаметр вершини зубів шестерні;

d_a2 – діаметр вершини зубів зубчастого колеса;

d_f1 – діаметр впадини зубів шестерні;

d_f2 – діаметр впадини зубів зубчастого колеса;

F_t – окружна сила;

F_r – радіальна сила;

F_x – осьова сила;

V – окружна швидкість в зачепленні;

[σ_см] – допустиме напруження на зминання;

d_п1 – діаметр швидкохідного вала під підшипники;

d_п2 – діаметр тихохідного вала під підшипники;

W_oc– осьовий момент опору перерізу;

L_h – довговічність підшипників;

W_р– полярний момент опору перерізу;

n – результуючий коефіцієнт запасу.

3.1. Вибір електродвигуна

Підбір електродвигуна проводять відповідно до потужності та швидкості обертання валу електродвигуна.

Визначаємо мінімально необхідну потужність двигуна:

, (3.1.1)

де N₂ – мінімально необхідна потужність механізму;

η – сумарний коефіцієнт корисної дії редуктора, η=0,95 для одноступеневого редуктора.

Вт

За таблицею 3.1.1 обираємо тип двигуна та його характеристики

Таблиця 3.1.1

Характеристики електричних двигунів

Модель	Потуж-ність, кВт	Швид-кість обер-тання, об/хв	Діа-метр валу, d1, мм	Модель	Потуж-ність, кВт	Швид-кість обер-тання, об/хв	Діа-метр валу, d1, мм
АИР71А2	0,75			АИР100L8	1,5
АИР71В2	1,1			АИР112М2	7,5
АИР71В4	0,75			АИР112М4	5,5
АИР80А2	1,5			АИР112МА6
АИР80А4	1,1			АИР112МВ6
АИР80А6	0,75			АИР112МА8	2,2
АИР80В2	2,2			АИР112МВ8
АИР80В4	1,5			АИР132М2
АИР80В6	1,1			АИР132М4
АИР90L2				АИР132М6	7,5
АИР90L4	2,2			АИР132М8	5,5
АИР90L6	1,5			АИР132S4	7,5
AИР90LА8	0,75			АИР132S6	5,5
АИР90LВ8	1,1			АИР132S8
АИР100S2				АИР160S2
АИР100S4				АИР160S4
АИР100L2	5,5			АИР160S6
АИР100L4				АИР160S8	7,5
АИР100L6	2,2			АИР160М8

Обираємо двигун з заданою швидкістю обертання та найближчою більшою потужністю (АИР132М6). Його параметри записуємо в таблицю 3.1.2.

Таблиця 3.1.2

Параметри підібраного електродвигуна

Параметр	Позначення	Значення
Модель двигуна	-	АИР132М6
Номінальна потужність двигуна, Вт	N1
Швидкість обертання валу двигуна, об/хв	n1
Діаметр валу електродвигуна, мм	d1

Визначаємо потужність на тихохідному валу редуктора

Вт (3.1.2)

3.2. Розрахунок зубчастої передачі

Проектування закритої зубчастої передачі зі стальними зубчатими колесами ведуть в такій послідовності:

3.2.1. Визначають міжосьову відстань а_ω, за формулою [1, стор.49]:

, мм (3.2.1)

де:

К_а – числовий коефіцієнт, який для косозубих передач К_а=430.

u – передаточне число, яке задане в умові завдання.

М₂ – номінальний момент на зубчатому колесі.

ψ_bа – коефіцієнт ширини зубчатого колеса, рівний ψ_bа=0,4 (для косозубих передач ψ_bа.=0,25…0,4).

К_нβ – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця зубчатого колеса вибирають з таблиці 3.2.2, він дорівнює К_нβ=1,06; .

[σ_H] – допустиме контактне напруження, дане значення знаходиться за формулою:

, МПа. (3.2.2)

де:

σ_но – границя контактної витривалості поверхні зубців, визначають з табл. 3.2.3, σ_но= 670МПа.

[n] – допустимий запас для нормалізованих зубчатих коліс рівний [n]=1,1.

К_НL – коефіцієнт довговічності, для редукторів з циліндричними передачами К_НL=1.

Підставивши дані в формулу (3.2.2) отримаємо:

МПа.

Таблиця 3.2.2

Значення коефіцієнта К_нβ

ψbd	При твердості шестерні <НВ 350, чи колеса <НВ 350
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2	1,16 1,35 1,55 1,90 2,3 -	1,03 1,06 1,10 1,16 1,2 1,26	1,0 1,03 1,04 1,06 1,1 1,13

Примітка:

· колонка 1 відноситься до випадку консольного положення зубчатих коліс;

· колонка 2 відноситься до випадку несиметричного положення зубчатих коліс;

· колонка 3 відноситься до випадку симетричного положення зубчатих коліс.

Таблиця 3.2.3

Значення границь контактної і згинальної витривалості зубців

Спосіб термічної обробки	Твердість зубців	Матеріал зубців	σно	σfо
Нормалізація покращення	НВ 180..350	Вуглецеві та леговані сталі	2НВ+70	1,8НВ

Знаходять номінальний момент на зубчатому колесі за формулою:

, Н·м. (3.2.3)

де:

N₂ – потужність на вихідному валу, Вт;

ω₂ – кутова швидкість на вихідному валу, рад/с.

Кутову швидкість вихідного валу отримуємо за формулою:

, (3.2.4)

де:

n₂ – частота обертання вихідного валу;

Частоту обертання вихідного валу знаходять за формулою:

, об/хв. (3.2.5)

де:

n₁ – частота обертання на швидкохідному валу, n₁=1000 об/хв.

Підставивши дані в формулу (3.2.5) отримаємо:

, об/хв

Підставивши дані в формулу (3.2.4) отримаємо:

, рад/с,

Підставивши дані в формулу (3.2.3) отримуємо:

, Н·м.

Отримані значення підставляємо в формулу (3.2.1) і отримуємо:

мм.

Отримане значення міжосьової відстані коригуємо згідно табл. 3.2.4, і приймаємо а_ω= 100 мм.

Таблиця 3.2.4

Значення міжосьової відстані а_ω циліндричних зубчастих редукторів (ГОСТ 2185-66)

1-й ряд

2-й ряд

–

–

Примітка: по можливості віддавати перевагу першому ряду.

3.2.2. Визначають ширину вінця зубчатого колеса.

Ширину вінця зубчатого колеса визначають за формулою:

, мм. (3.2.6)

Підставивши дані у формулу (3.1.7) отримуємо:

мм.

Отримане значення коригуємо згідно з додатком 2, і приймаємо b₂= 40 мм.

Для прийнятої твердості ширина вінця шестерні буде рівною b₁=b₂+(2..5):

b₁=40+5=45 мм.

Отримане значення коригуємо згідно з додатком 2, і приймаємо b₁=45 мм.

3.2.3 Заходять значення модуля згинальної втомленості за формулою:

, (3.2.7)

де:

F_t – окружна сила;

[σ_F] – допустима величина напружень.

Окружну силу визначаємо за формулою:

, (3.2.8)

Підставивши дані в формулу (3.2.8), отримуємо:

Н.

Допустиму величину напружень визначаємо за формулою:

, (3.2.9)

де:

σ_FO – границя витривалості зубів на злом, вибирається з таблиці 3.2.3, і рівна σ_FO = 450 МПа;

[n] – допустимий запас міцності, для литих заготовок рівний [n]=2,3;

К_FC – коефіцієнт який враховує двостороннє прикладання навантаження, рівний К_FC=1;

К_FL– коефіцієнт довговічності, для даноговипадку рівний К_FL=1.

Підставивши дані в формулу (3.2.9) отримаємо:

МПа.

Підставивши дані в формулу (3.2.7) отримаємо:

мм.

Отримане значення коригуємо згідно з даними таблиці 3.2.5, і приймаємо m_n=1,0 мм

Таблиця 3.2.5

Значення модулів, мм

1-й ряд	0,5	0,6	0,8	1,0	1,25	1,5	2,0
2-й ряд	0,55	0,7	0,9	1,125	1,375	1,75	2,25

1-й ряд	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0
2-й ряд	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0

Примітка:

· по можливості віддавати перевагу першому ряду;

· при силових передачах значення модуля менше 1,5мм. приймати не рекомендується.

3.2.4 Визначають сумарне число зубів за формулою:

. (3.2.10)

Підставивши дані в формулу (3.2.10), отримаємо:

.

Отримане значення округлюємо до цілого числа, і приймаємо z_∑=190.

Визначаємо дійсне значення кута β за формулою:

. (3.2.11)

Підставивши дані в формулу (3.2.11), отримаємо:

.

Знаходимо дійсний кут β:

β = arccos(0,95) = 18,2°.

Визначаємо число зубів шестерні за формулою:

. (3.2.12)

Підставивши дані в формулу (3.2.12), отримаємо:

(приймаємо 42).

Кількість зубів шестерні має бути не менше 17. Якщо отримане значення менше допустимого, приймаємо більшу міжосьову відстань за табл.3.2.4 і повторно проводимо розрахунки починаючи з п.3.2.2.

Визначаємо число зубів зубчатого колеса за формулою:

. (3.2.13)

Підставивши дані в формулу (3.2.13), отримаємо:

.

Визначаємо фактичне передаточне число за формулою:

. (3.2.14)

Підставивши дані в формулу (3.2.14), отримаємо:

.

Перевіряємо наскільки отримане реальне значення відрізняється від заданого:

.

Отримане передаточне число відрізняється від заданого не більше ніж на 3%, що в межах норми.

3.2.5 Визначають ділильні діаметри зубчатого колеса і шестерні за формулою:

, мм. (3.2.15)

Підставивши дані для шестерні в формулу (3.2.15), отримаємо:

мм.

Підставивши дані для зубчатого колеса в формулу (3.2.15) отримаємо:

мм.

Перевіряємо міжосьову відстань за формулою:

. (3.2.16)

Підставивши дані в формулу (3.2.16), отримаємо:

Рівність справджується.

Визначаємо діаметр вершини зубів за формулою:

, мм. (3.2.17)

Підставивши дані для шестерні в формулу (3.2.17), отримаємо:

мм.

Підставивши дані для зубчатого колеса в формулу (3.2.17), отримаємо:

мм.

Визначаємо діаметр впадин зубців за формулою:

. (3.2.18)

Підставивши дані для шестерні в формулу (3.2.18), отримаємо:

мм.

Підставивши дані для зубчатого колеса в формулу (3.2.18), отримаємо:

мм.

Визначаємо окружну швидкість в зачепленні за формулою:

, м/с. (3.2.19)

Підставивши дані в формулу (3.2.19), отримаємо:

м/с.

За окружною швидкістю, згідно таблиці 3.2.6, приймаємо ступінь точності зубчастих коліс 8.

Таблиця 3.2.6

Ступінь точності зубчатого колеса в залежності від швидкості.

Вид передачі	До 5 м/с	Більше 5 м/с
Циліндрична прямозуба Циліндрична косозуба Конічна прямозуба.		–

3.2.6. Визначають сили, які діють в зачепленні.

В циліндричних косозубих передачах силу в зачепленні розкладають на три взаємоперпендикулярні складові (рис. 3.2.1):

Рис. 3.2.1. Схема сил в косозубій циліндричній передачі

Ft – окружна сила; Fr – радіальна сила; Fx – осьова сила. Сили, що діють на шестерні позначимо індексом «1», а сили, що діють на зубчастому колесі – індексом «2». Відповідно до третього закону Ньютона здійснюються такі рівності, Ft1= Ft2; Fr1= Fr2; Fx1= Fx2. Уточнюємо окружну силу за формулою: . (3.2.20) Підставивши дані в формулу (3.2.20), отримаємо:

Н.

Визначаємо радіальну силу за формулою:

, (3.2.21)

де:

α_ω – кут зачеплення в нормальному перерізі, для передач без зміщення рівний α_ω=20º.

Підставивши дані в формулу (3.2.21), отримаємо:

Н.

Визначаємо осьову силу за формулою:

. (3.2.22)

Підставивши дані в формулу (3.2.22), отримаємо:

Н.

3.2.7 Результати розрахунків редукторної передачі зводимо до таблиці 3.2.7.

Таблиця 3.2.7

Результати розрахунків косозубої

циліндричної зубчастої передачі

Найменування параметра і одиниці вимірювання	Позначення	Числове значення
Кутова швидкість веденого вала, 1/с	ω2	29,30
Номінальний момент на веденому валу, Н·м.	М2	204,77
Матеріал колеса і шестерні	40Х	НВ 300
Тип передачі	косозуба	–
Міжосьова відстань, мм	аω
Число зубців: шестерні; колеса.	Z1
Z2
Модуль, мм	mn	1,0
Кут нахилу зубців	β	18,2º
Напрямок зубців: шестерні колеса	–	Правий
–	Лівий
Ділильний діаметр: шестерні, мм колеса, мм	dω1	52,76
dω2	185,92
Ширина зубчатого вінця: шестерні, мм колеса, мм	b1
b2
Сили в зачепленні: окружна, Н радіальна, Н осьова, Н	Ft Fr Fx	2213,73 846,76 726,10
Окружна швидкість в зачепленні	м/с	2,73

3.3. Ескізна компоновка вузла редуктора.

Ескізну компоновку редуктора виконують у такій послідовності.

Визначаємо попередні розміри окремих частин валів:

Діаметр виступаючого кінця швидкохідного валу приймаємо рівним діаметру валу електродвигуна (табл. 3.1.2).

d_в1 =38мм.

Уточнюємо розміри згідно з таблицею 3.3.2 - l₁=58 мм, r =2,0 мм, с=1,6 мм.

Діаметр вала в місці посадки підшипника має бути достатнім для того, щоб при демонтуванні підшипника, останній можна було зняти з вала не знімаючи шпонку. Розміри шпонки визначаються за таблицею 3.5.1. Визначаємо діаметр ведучого валу під підшипник за формулою:

. (3.3.1)

Підставивши дані в формулу (3.3.1), отримаємо:

мм.

Дане значення коригуємо з стандартним рядом чисел для підшипників кочення (табл. 3.3.1), і приймаємо d_n1=45 мм.

Таблиця 3.3.1

Стандартний ряд чисел для підшипників кочення:

Визначаємо мінімальний діаметр виступаючого кінця тихохідного валу за формулою:

, (3.3.2)

Підставивши дані в формулу (3.3.2), отримаємо:

мм.

Дане значення коригуємо згідно з додатком 2 і табл. 3.3.2, приймаємо параметри валу: d_в2=30 мм, l₂=58 мм, r=2,0 мм, с=1 мм.

Рис. 3.3.1. Схема циліндричних кінців валів.

Таблиця 3.3.2

Основні розміри циліндричних кінців валів, мм

(за ГОСТ 12080-66).

d,мм	l, мм	r,мм	c,мм
виконання
1-ряд	2-й ряд
				1,0	0,6
				1,6	1,0
	(35)			2,0	1,6

Примітка: переважно використовувати 1-й ряд, значення в дужках застосовувати не рекомендується

Визначаємо діаметр веденого валу під підшипник за формулою:

. (3.3.3)

Підставивши дані в формулу (3.3.3), отримаємо:

мм.

Дане значення коригуємо згідно з літературними даними [табл. 3.3.1], і приймаємо

d_n2 =40 мм.

Розраховуємо значення для викреслювання ескізної компоновки згідно таблиці 3.3.4. Розраховані дані зводимо до таблиці 3.3.3.

Дата добавления: 2015-06-04