Кукушкин Е псж-6-19-1

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ЖЕЛЕЗНОЖОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего
образования
«ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ»
(ФГБОУ ВО ИрГУПС)
Факультет: Траспортные Системы
Кафедра: 420300 Физика, Механики и Приборостроения
Дисциплина: Детали Машин и Основы Конструирования
Курсовой Проект
Проектирование привода общего назначения
КР.410000.25.05.03 166 ПЗ
Выполнил:
Проверил:
Студент гр. ПСЖ 6-19-1
Рыжиков Игорь Николаевич
Кукушкин Евгений Сергеевич
Иркутск 2022 г.
Техническое задание
Исходные данные:
Мощность на выходном валу Рвых=28 кВт.
Угловая скорость вращения выходного вала вых  12,8 с 1 .
Срок службы L=10 лет.
Коэффициент суточного использования Кс=0,3.
Коэффициент годового использования Кг=0,8.
Нагрузка постоянная.
Тип производства: для редуктора – крупносерийное,
для рамы – единичное.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
3
Содержание
Техническое задание
2
Содержание
3
Введение
4
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
5
2. Расчет зубчатой передачи
7
3. Предварительный расчет валов
12
4. Проектирование цилиндрического колеса
15
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
16
6. Первый этап эскизной компоновки редуктора
18
7. Проектный расчет валов
19
8. Расчет валов по запасу прочности
23
9. Проверка долговечности подшипников
28
10. Второй этап эскизной компоновки редуктора
32
11. Расчет шпоночных соединений
33
12. Выбор посадок основных деталей редуктора
34
13. Выбор смазки и смазочного материала
35
14. Порядок сборки редуктора
36
Заключение
37
Список литературы
38
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
4
Введение
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора - понижение
угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают
элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.
Чаще всего используют цилиндрические и конические передачи с прямыми
и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с
шевронными и криволинейными зубьями.
Преимущества зубчатых передач.
1. Постоянство передаточного числа
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.960.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность.
В данном курсовом проекте необходимо спроектировать привод общего
назначения, состоящий из электродвигателя, соединенного посредством муфты
с быстроходным валом одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора.
По заданной кинематической схеме привода необходимо выполнить сборочный чертеж редуктора со спецификацией, рабочие чертежи зубчатого колеса и тихоходного вала, а также разработать пояснительную записку с полным
расчетом привода.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
5
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Общий КПД привода.
Принимаем КПД цилиндрической передачи, а также двух пар подшипников по [1, табл.1.1].
  ц п2 = 0,97  0,99 2 =0,951.
Требуемая мощность двигателя:
Р дв тр =
P2
28
=
=29,45 кВт.
 0,951
Требуемая частота вращения выходного вала:
n2 
302 30  12,8

 122,3 мин 1 .

3,14
Ориентировочное передаточное число привода.
Принимаем передаточное число зубчатой передачи по [1, с.7]:
u '  u'ц =6.
Ориентировочная частота вращения двигателя:
n 'дв  n 2 u '  122,3  6  733,8 мин 1 .
По таблице двигателей [1, табл.П.1] выбираем электродвигатель 4А225М8,
для которого Р дв =30 кВт, n сдв =750 мин 1 , S=1,8%.
Асинхронная частота вращения двигателя n дв =n сдв (1-
S
1,8
)=750(1)=
100
100
=736,5 мин 1 .
Передаточное число привода равно передаточному числу цилиндрической
передачи: u  u ц 
n дв 736,5

 6,02 .
n 2 122,3
Частоты вращения на валах.
Быстроходный вал редуктора n 1 = n дв =736,5 мин 1 .
Тихоходный вал редуктора n 2 = n 1 / u =736,5/6,02=122,3 мин 1 .
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
6
Угловые скорости на валах привода.
1 
n1 3,14  736,5

 77,09 с 1 .
30
30
2 
n 2 3,14  122,3

 12,8 с 1 .
30
30
Мощности на валах:
Р1  Р дв  29,45 кВт.
Р 2  Р1  ц  п2  29,45  0,97  0,99 2  28 кВт - совпадает с условием задания.
Крутящие моменты на валах.
T1 
P1 29,45  10 3

 382,1 Нм.
1
77,09
Т 2  Т1  u ц  ц  п2  382,1  6,02  0,97  0,99 2  2187 ,3 Нм.
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета.
№ вала
n, мин 1
 , с 1
Т, Нм
Р, кВт
1
736,5
77,09
382,1
29,45
2
122,3
12,8
2187,3
28
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
7
2. Расчет зубчатой передачи
Принимаем по условию задания косозубую передачу. Материал колеса и
шестерни выбираем по [1, табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости колеса Н 2  245 HB и шестерни Н1  270 HB [1, табл.3.3].
Определение допускаемых напряжений.
Допускаемые контактные напряжения.
[ H ] 
 H lim b К HL
,
[SH ]
где  Н lim b  2НВср  70 - предел контактной выносливости для шестерни и
колеса.
 Н lim b1  2  270  70  610 МПа.
 Н lim b 2  2  245  70  560 МПа.
Коэффициент безопасности [S Н ]=1,1 для улучшенных передач [1, с.33].
Коэффициент долговечности K HL  6
N HO
.
N HE
Здесь N HO  30HB ср - число циклов, соответствующее перелому кривой
2, 4
усталости.
N НЕ  60 nL h - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.
L h  365  24  L  К сут  К год  365  24  10  0,3  0,8  21024 ч. – срок службы
привода.
N НЕ1  60  736,5  21024 =929050560.
N НЕ 2  60  122,3  21024 =154274112.
Так как N HEi  N HOi , принимаем K HLi  1 [1, с.33].
[ H1 ] 
610  1
 555 МПа.
1,1
[ H 2 ] 
560  1
 509 МПа.
1,1
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
8
Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с непрямыми зубьями:
[ H ]  0,45([ H1 ]  [ H 2 ])  0,45(555  509)  479 МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба.
 0F lim b
.
[ F ] 
[SF ]
Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.
 F lim b  1,8HB .
 F lim b1  1,8  270  486 МПа.
 F lim b 2  1,8  245  441 МПа.
Коэффициент безопасности [SF ]  [SF ]'[SF ]" .
[S F ]'  1,75 [1, табл.3.9] – учитывает нестабильность свойств материала зуб-
чатых колес.
[S F ]"  1[1, с.44] – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.
[SF ]  1,75  1  1,75 .
[ F1 ] 
486
 278 МПа.
1,75
[ F2 ] 
441
 252 МПа.
1,75
Расчет основных параметров передачи.
Определение межосевого расстояния.
a W  К а (u  1)3
К Н  Т 2
 ba  u 2  [ H ]2
,
где K a  430 [1, с.32] – для косозубых передач,
K H  1,1 [1, табл.3.1],
 ba  0,4 [1, с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.
a W  430(6,02  1)3
1,1  2187 ,3
 271мм.
0,4  6,02 2  479 2
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
9
Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем
a W  280 мм.
Модуль зацепления m n  (0,01...0,02)a W  (0,01...0,02)280  2,8...5,6 мм.
Принимаем модуль m n  4 мм.
Принимаем предварительно   10 .
Число зубьев шестерни:
2a W cos 2  280 cos10 
Z1 

 19,5  19 .
(u  1)m n
(6,02  1)4
Число зубьев колеса Z 2  Z1  u  19  6,02  114,38  114 .
Фактическое передаточное число u ф 
Z 2 114

 6.
Z1 19
Уточнение угла наклона зубьев:
 m (Z  Z2 ) 
4(19  114 ) 
  arccos
  arccos n 1
  18,19 .
2a W
 2  280 


Расчет основных геометрических размеров передачи.
Делительный диаметр колеса d 
d1 
4  19
 80 мм.
cos18,19
d2 
4  114
 480 мм.
cos18,19
mn Z
cos
Диаметр вершин зубьев d a  d  2m n .
d a1  80  2  4  88 мм.
d a 2  480  2  4  488 мм.
Диаметр впадин зубьев d f  d  2,5m n .
d f 1  80  2,5  4  70 мм.
d f 2  480  2,5  4  470 мм.
Ширина колеса b 2   ba a W  0,4  280  112 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
10
Ширина шестерни b1  b 2  2m  112  2  4  120 мм.
Проверяем межосевое расстояние.
aW 
d1  d 2 80  480

 280 мм.
2
2
Рисунок 1 - Геометрические параметры цилиндрической передачи.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
 bd 
b1 120

 1,5 .
d1 80
Окружная скорость колес:
V
1  d1 77,09  80

 3,08 м/с.
2
2  10 3
По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.
K H  K H K H K H - коэффициент нагрузки при расчете по контактным
напряжениям.
K H  1,08 [1, табл.3.5], K H  1,075 [1, табл.3.4], K H  1 [1, табл.3.6].
K H  1,08  1,075  1  1,16 .
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
270 K H T2 (u  1) 3
H 
 [ H ]
aW
b2  u 2
270 1,16  2187 ,3  10 3 (6  1) 3
H 
 448МПа  [ H ]  479 МПа.
280
112  6 2
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
11
Силы в зацеплении:
2T2  10 3 2  2187 ,3  10 3
Окружная сила Ft  Ft1  Ft 2 

 9114 Н.
d2
480
Ft tg W 9114 tg 20 

 3492 Н.
Радиальная сила Fr  Fr1  Fr 2 
cos
cos18,19
Осевая сила Fa  Fa1  Fa 2  Ft tg  9114 tg18,19   2995 Н.
Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
K F Ft YF Y  K F
F 
bmn
 [ F ] ,
Здесь K F  K F K F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям
изгиба.
K F  1,3 [1, табл.3.8], K F  1,22 [1, табл.3.7].
K F  1,3  1,22  1,59 .
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
Приведенные числа зубьев:
Z V  Z / cos3  .
Z V1  19 / cos18,19 3  22,2  YF1  4 [1, с.42].
ZV 2  114 / cos18,19 3  133  YF2  3,6 [1, с.42].
[ F1 ] 278
[ ] 252

 69,5  F 2 
 70  зубья колеса слабее, чем зубья шеYF1
4
YF 2
3,6
стерни по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.
Y  1 

18,19
1
 0,87 - коэффициент, учитывающий угол наклона
140
140
зуба.
K F  0,92 [1, с.47] – коэффициент, учитывающий неравномерность рас-
пределения нагрузки между зубьями.
 F1 
1,59  9114  4  0,87  0,92
 103,6МПа  [ F1 ]  278 МПа.
112  4
Передача проходит проверки на прочность.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
12
3. Предварительный расчет валов
Быстроходный вал.
Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала редуктора.
Т1
382,1  10 3
Диаметр выходного участка d  3
3
 47,7 мм.
0,2[к ]
0,2  20
Принимаем d  50 мм.
Длина выходного участка l  110 мм. [1, табл.П10].
Диаметр вала под уплотнением d у  d  2а  50  2  5  60 мм, где а=5 мм
[1, с.167] – высота заплечика.
Принимаем d у  60 мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету 60  80  10 .
Диаметр участка вала под подшипником d п  d у
Принимаем d п  60 мм. Выбираем из ГОСТ 831-75 два шариковых радиально-упорных подшипника 36212.
Диаметр подшипникового буртика d бп  d п  3с  60  3  2,5  67,5 мм, где
с=2,5 мм [1, с.167] – координата фаски подшипника.
Принимаем d бп  70 мм.
Длина участка вала под уплотнением определяется конструктивно.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
13
Длина подшипникового участка равна ширине подшипника: l п  22 мм.
Минимальный зазор между деталями передач
  0,025а w  2  0,025  280  2  9 мм.
Тихоходный вал.
Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала редуктора.
Диаметр выходного участка d  3
Т2
2187 ,3  10 3
3
 81,8 мм. Прини0,2[к ]
0,2  20
маем d  85 мм.
Длина выходного участка l  210 мм. [1, табл.П10].
Диаметр вала под уплотнением d у  d  2а  85  2  5  95 мм, где а=5 мм
[1, с.167] – высота заплечика.
Принимаем d у  95 мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету 95  120  12 .
Диаметр участка вала под подшипником d п  d у
Принимаем d п  95 мм. Выбираем из ГОСТ 831-75 два шариковых радиально-упорных подшипника 36219.
Диаметр участка вала под колесом d к  d п
Принимаем d к  100 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
14
Диаметр буртика колеса d бк  d к  3с  100  3  3  109 мм, где с=3 мм –
размер фаски колеса [1, с.167].
Принимаем d бк  110 мм.
Длина участка вала под уплотнением определяется из построения.
Длина левого подшипникового участка равна ширине подшипника:
l п  32 мм.
Длина правого подшипникового участка l 'п  l п    2  32  9  2  43 мм.
Длина участка вала под колесом l к  l ст  (2...3)  140  2  138 мм.
Длина ступицы колеса l ст  1,4d к  1,4  100  140 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
15
4. Проектирование цилиндрического колеса
Рисунок 5 – Эскиз цилиндрического колеса.
Диаметр ступицы d ст  1,6d  1,6  100  160 мм.
Длина ступицы l ст  130 мм (рассчитано ранее).
Ширина ободка S  2m  0,05b 2  2  4  0,05  112  14 мм.
Толщина обода С  0,3b 2  0,3  112  34 мм.
На торце зубчатого венца выполняется фаска, равная m=4 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
16
б1
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
бф1
d
1,25d
бф
d
1,25dф
dф
б
бл
dф
Рисунок 6 – Эскиз элементов корпуса редуктора.
Толщина стенки корпуса   9 мм (рассчитано ранее).
Толщина стенки крышки корпуса 1  0,9  0,9  9  8 мм.
Толщина фланца ф  1,5  1,5  9  14 мм.
Толщина фланца крышки ф1  0,9ф  0,9  14  13 мм.
Высоту приливов во фланце определяем графически, исходя из условия
размещения головки стяжного болта на плоской опорной поверхности.
Толщина лапы  л  2,5  2,5  9  23 мм.
Диаметр фундаментного болта d ф  0,03а w  12  0,03  280  12  20,4 мм.
Выбираем болты М20. При межосевом расстоянии цилиндрической передачи
а w  280 мм необходимое число фундаментных болтов равно 6.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
17
Диаметр стяжного болта d ст  0,8d ф  0,8  20  16 мм. Принимаем болты
М16. Стяжные болты располагаем на фланцах примерно на одинаковом расстоянии друг от друга с шагом (10-12) d ст .
Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с
диаметром d ш  0,8d ст  0,8  16  12 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
18
6. Первый этап эскизной компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям
валок при снятой крышке редуктора. Примерно посередине листа параллельно
его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a W  280 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников;
шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса
  9 мм;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней
стенки корпуса   9 мм;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего
вала и внутренней стенкой корпуса   9 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d п1  60 мм и d п 2  95 мм. Глубина гнезда подшипников соответственно
22 и 32 мм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
19
7. Проектный расчет валов
Быстроходный вал.
На быстроходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от
цилиндрической передачи, а также сила от муфты.
Сила, действующая на вал от муфты Fм  1253 Т 2  1253 382,1  907 Н.
Рисунок 7 – Эпюры моментов на быстроходном валу.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
20
Определяем реакции в опорах.
Плоскость Z  0 :
 M АZ  0 ;
R ВZ 
 Fr1  l 2  Fa1 
Fr1  l 2  Fa1 
l 2  l3
d1
 R BZ l 2  l3   0
2
d1
0,08
3492  0,086  2995 
2 
2  2443 Н .
0,086  0,086
R АZ  Fr1  R ВZ  3492  2443  1049 Н .
Плоскость X  0 :
 M АX  0 ;
R ВX 
 Fм  l1  Ft1  l 2  R ВX l 2  l 3   0
Fм  l1  Ft1  l 2 907  0,11  9114  0,086

 5137 Н .
l 2  l3
0,086  0,086
R АX  Fм  Ft1  R ВX  907  9114  5137  3070 H .
Суммарные реакции в опорах.
R A  R 2AX  R 2AZ  3070 2  1049 2  3244 Н.
R В  R 2BX  R 2BZ  5137 2  2443 2  5688 Н.
Построение эпюр изгибающих моментов на быстроходном валу.
Плоскость Z=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни от реакции в левой опоре.
М ш  R AZ  l 2  1049  0,086  90,2 Hм .
Плоскость Z=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни от реакции в правой опоре.
М ш  R ВZ  l 3  2443  0,086  210,1 Hм .
Плоскость Х=0, момент под левым подшипником.
М п  Fм  l1  907  0,11  99,8 Hм .
Плоскость Х=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни.
М ш  R BX  l 3  5137  0,086  441,8 Hм .
Крутящий момент Т1  382,1 Нм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
21
Тихоходный вал.
На тихоходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи.
Определяем реакции в опорах.
Плоскость Z  0 :
 M АZ  0 ;
R ВZ 
 Fr 2  l 2  Fa 2 
 Fr 2  l 2  Fa 2 
l 2  l3
d2
 R BZ l 2  l3   0
2
d2
0,48
 3492  0,091  2995 
2 
2  2203 Н .
0,091  0,091
R АZ  Fr 2  R ВZ  3492  2203  5695 Н .
Плоскость X  0 :
 M АX  0 ;
R ВX 
 Ft 2  l 2  R ВX l 2  l 3   0
Ft 2  l 2 9114  0,091

 4557 Н .
l 2  l 3 0,091  0,091
R АX  Ft 2  R ВX  9114  4557  4557 H .
Суммарные реакции в опорах.
R A  R 2AX  R 2AZ  4557 2  5695 2  7294 Н.
R В  R 2BX  R 2BZ  4557 2  2203 2  5062 Н.
Построение эпюр изгибающих моментов на тихоходном валу.
Плоскость Z=0, момент на участке под зубчатым колесом от реакции в левой опоре.
М к  R AZ  l 2  5695  0,091  518,2 Hм .
Плоскость Z=0, момент на участке под зубчатым колесом от реакции в
правой опоре.
М к  R ВZ  l 3  2203  0,091  200,5 Hм .
Плоскость Х=0, момент на участке под зубчатым колесом.
М к  R BX  l 3  4557  0,091  414,7 Hм .
Крутящий момент Т 2  2187 ,3 Нм.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
22
Рисунок 8 – Эпюры моментов на тихоходном валу.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
23
8. Расчет валов по запасу прочности
Быстроходный вал.
Поскольку принято, что быстроходный вал выполняется в виде валашестерни, то материал зубьев цилиндрической шестерни – сталь 40Х, является
одновременно и материалом всего вала. Пределы текучести и прочности для
стали 40Х, [1, табл.3.3]:
 Т  690 МПа ;  В  930 МПа .
Определим пределы выносливости стали 40Х при симметричном цикле
напряжений для изгиба (  1 ) и кручения (  1 ):
 1  0,43 В  0,43  930  400 МПа ,  1  0,58 1  0,58  400  232 МПа .
Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине нарезанных
зубьев шестерни.
Коэффициент запаса прочности по усталости:
S
S 
S  S 
S2  S2
 S  2,5 .
 1
k
 V     m
 
- коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям,
где k   1,7 - эффективный коэффициент концентрации нормальных
напряжений [1, табл.8.6],
   0,65 [1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,
  0,94 [1, с.162] – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
поверхности,
   0,25 [1, с.164].
M  10 3
- напряжение изгиба в опасном сечении.
V 
W
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
24
W

  d a41 
3,14  88 4 
  mn
 z1  (d a1  d f 1 )(d a1  d f 1 ) 2
2

32d a1
3,14  4
 19  (88  70)(88  70) 2
2
 47829 мм 3
32  88
М  М 2x  M 2z  441,82  210,12  489,2 Нм.
489,2  10 3
V 
 11 МПа.
44288
m 
S 
S 
Fa1
2995

 0,8 МПа.
2
d f 1 3,14  70 2
4
4
400
1,7
 11  0,25  0,8
0,65  0,94
 1
k
 V     m
 
 12,98 .
- коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям,
где k   1,55 - эффективный коэффициент концентрации нормальных
напряжений [1, табл.8.6],
   0,65 [1, табл.8.8] - масштабный фактор для нормальных напряжений,
  0,94 [1, с.162] – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
поверхности,
   0,1 [1, с.166].
T1  10 3 382,1  10 3
V  m 

 2,8 МПа - напряжение изгиба в опасном се2Wк
2  67314
чении.
  d 3f 1 3,14  70 3
Wк 

 67314 мм 2
16
16
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
25
232
S 
1,55
 2,8  0,1  2,8
0,65  0,94
12,98  31,42
S
12,98  31,42
2
2
 31,42 .
 11,99  S  2,5
Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.
Коэффициент запаса прочности по усталости:
S  S 
S
S2  S2
 1
S 
где
 S  2,5
,
k
 V     m
 
k
 [1, табл.8.7],   0,94 [1, с.162],    0,25 [1, с.164].

M  10 3
- напряжение изгиба в опасном сечении.
V 
W
  d 3 3,14  60 3
W

 21195 мм 3
32
32
М  М 2x  M 2z  99,82  0 2  99,8 Нм.
99,8  10 3
V 
 4,7 МПа.
21195
m 
S 
S 
Fa1
2995

 1,1 МПа.
d 2 3,14  60 2
4
4
400
5
 4,7  0,25  1,1
0,94
 1
k
 V     m
 
 15,83 .
,
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
26
где
k
k
 0,6   0,4  0,6  5  0,4  3,4 ,   0,94 [1, с.162],


   0,1 [1, с.166].
T1  10 3 382,1  10 3
V  m 

 4,5 МПа - напряжение изгиба в опасном се2Wк
2  42390
чении.
  d3
3,14  60 3
Wк 

 42390 мм 3
16
16
S 
S
232
3,4
 4,5  0,1  4,5
0,94
15,83  13,87
15,832  13,87 2
 13,87 .
 10,43  S  2,5
Быстроходный вал проходит проверку.
Тихоходный вал.
Принимаем материал тихоходного вала – сталь 45. Пределы текучести и
прочности для стали 45 [1, табл.3.3]:
 Т  440 МПа ;  В  780 МПа .
Пределы выносливости стали 45 при симметричном цикле напряжений для
изгиба (  1 ) и кручения (  1 ):
 1  0,43 В  0,43  780  335 МПа ,  1  0,58 1  0,58  335  194 МПа .
Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине участка под
зубчатым колесом.
Коэффициент запаса прочности по усталости:
S
S 
S  S 
S2  S2
 S  2,5
 1
k
 V     m
 
,
где k   1,8 [1, табл.8.5],    0,7 [1, табл.8.8],
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
27
  0,94 [1, с.162],    0,2 [1, с.164].
M  10 3
- напряжение изгиба в опасном сечении.
W
V 
  d 3 b  t 1 d  t 1  3,14 100 3 28 10100  10 
W



 86785 мм 3
32
2d
32
2 100
2
2
М  М 2x  M 2z  414,7 2  518,2 2  663,7 Нм.
663,7  10 3
 7,6 МПа.
86785
V 
m 
S 
S 
Fa 2
2995

 0,4 МПа.
d 2 3,14  100 2
4
4
335
1,8
 7,4  0,2  0,4
0,7  0,94
 1
k
 V     m
 
 16,48 .
,
где k   1,7 [1, табл.8.5],    0,59 [1, табл.8.8],
  0,94 [1, с.162],    0,1 [1, с.166].
T2  10 3 2187 ,3  10 3
V  m 

 5,9 МПа - напряжение изгиба в опасном
2Wк
2  184910
сечении.
b  t 1 d  t 1  3,14 100 3 28 10100  10 
Wк 



 184910 мм 3
16
2d
16
2 100
  d3
S 
S
2
194
1,7
 5,9  0,1  5,9
0,59  0,94
16,48  10,39
16,48 2  10,39 2
2
 10,39 .
 8,79  S  2,5
Валы проходят проверки на прочность.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
28
9. Проверка долговечности подшипников
Быстроходный вал.
Рисунок 9 – Схема установки подшипников на быстроходном валу.
Вал установлен на шариковых радиально-упорных подшипниках 36212
ГОСТ 831-75: C  61,5 кН; C 0  39,3 кН.
Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:
10 6  C

Lh 
60 n  P
р

 ,

где р=3 - для шарикоподшипников,
P  (ХVFrП  YFaП )К б К Т - эквивалентная динамическая нагрузка.
Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,
К б  1,3 [1, табл. 9.19] – коэффициент безопасности,
К т  1 [1, с.212] – температурный коэффициент.
Fr1П  R A  3,24 кН, Fr 2 П  R B  5,69 кН – реакции опор, определены ранее.
Fа1П  0 , Fа 2 п  Fa1  3 кН.
F 
е  0,618 a 
 C0 
0 ,163
 3 
 0,618

 39,3 
0 ,163
 0,41.
Определим осевые составляющие сил, воздействующих на подшипники.
Fa1П  Fa1min ;
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
29
Fa 2 П  Fa 2 min ;
Fa1П  Fa1  Fa 2 П  0 ;
Fa1min  eFr1п  0,41·3,24=1,33 кН.
Fa 2 min  eFr 2п  0,41·5,69=2,33 кН.
Принимаем Fa1П  Fa1min  Fa 2 П  Fa1  Fa1п  3+1,33=4,33 кН.
Найдем соотношения для определения коэффициентов сил в формулах
приведенных нагрузок.
Fa1П
 1,33/(1·3,24)=0,41=e=0,41. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл.9.18].
VFr1П
Fa 2 П
 4,33/(1·5,69)=0,76>e=0,41.
VFr 2 П
В
этом
случае
X=0,45;
Y=1,38
[1, табл. 9.18].
Pr1  (1  1  3,24  0  1,33)  1,3  1  4,21 кН.
Pr 2  (0,45  1  5,69  1,38  4,33)  1,3  1  11,1 кН.
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному
из них.
3
L10h 2
10 6  61,5 


  11849 ч.> L h  10000 ч., где 10000 ч. – минималь60  736,5  11,1 
ная долговечность подшипников зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-85.
Тихоходный вал.
Рисунок 10 – Схема установки подшипников на тихоходном валу.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
30
Вал установлен на шариковых радиально-упорных подшипниках 36219
ГОСТ 831-75: C  134 кН; C 0  95 кН.
Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:
10 6  C

Lh 
60 n  P
р

 ,

где р=3 - для шарикоподшипников,
P  (ХVFrП  YFaП )К б К Т - эквивалентная динамическая нагрузка.
Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,
К б  1,3 [1, табл. 9.19] – коэффициент безопасности,
К т  1 [1, с.212] – температурный коэффициент.
Fr1П  R A  7,29 кН, Fr 2 П  R B  5,06 кН – реакции опор, определены ранее.
F 
е  0,618 a 
 C0 
0 ,163
 3
 0,618 
 95 
0 ,163
 0,35 .
Определим осевые составляющие сил, воздействующих на подшипники.
Fa1П  Fa1min ;
Fa 2 П  Fa 2 min ;
Fa1П  Fa 2  Fa 2 П  0 ;
Fa1min  eFr1п  0,35·7,29=2,55 кН.
Fa 2 min  eFr 2п  0,35·5,06=1,77 кН.
Принимаем Fa 2 П  Fa 2 min  Fa1П  Fa 2  Fa 2 п  3+1,77=4,77 кН.
Найдем соотношения для определения коэффициентов сил в формулах
приведенных нагрузок.
Fa1П
 4,77/(1·7,29)=0,65>e=0,35.
VFr1П
Для
этого
случая
X=0,45;
Y=1,61
[1, табл.9.18].
Fa 2 П
 1,71/(1·5,06)=0,35=e=0,35. В этом случае X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].
VFr 2 П
Pr1  (0,45  1  7,29  1,71  4,77)  1,3  1  14,87 кН.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
31
Pr 2  (1  1  5,06  0  1,71)  1,3  1  6,58 кН.
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному
из них.
3
10 6  134 
L h1 

  99725 ч.> L h  10000 ч.
60  122,3  14,87 
Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
32
10. Второй этап эскизной компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые
колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки
прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) вычерчиваем на расстояниях, определенных при первой компоновке, в
разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника,
а для второй половины нанести габариты);
б) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками
(толщиной 1 мм) и болтами.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах,
заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах.
в) переход ступени вала под подшипником диаметром 60 мм к присоединительному концу диаметром 50 мм выполняют на расстоянии 10 мм от торца
крышки подшипника так, чтобы ступица шкива не задевала за головки болтов
крепления крышки.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующую особенность: для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении
предусматриваем буртик вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со
скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их
длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
33
11. Расчет шпоночных соединений
Шпонки выбираются из ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра участка
вала, на который они устанавливаются. Проверяются шпонки на смятие боковых граней.
Рисунок 11 – Эскиз шпонки.
 СМ 
2Т
 [ СМ ]  100 МПа.
dlр (h  t 1 )
Выходной участок быстроходного вала.
d=50 мм, t1=5,5 мм, h=9 мм, l р  l  b  100  14  86 мм.
 СМ
2  382,1  10 3

 50,8МПа  [ СМ ]  100 МПа.
50  86  (9  5,5)
Выходной участок тихоходного вала.
d=85 мм, t1=9 мм, h=14 мм, l р  l  b  200  22  178 мм.
 СМ
2  2187 ,3  10 3

 57,8МПа  [ СМ ]  100 МПа.
85  178  (14  9)
Участок под зубчатым колесом тихоходного вала.
d=100 мм, t1=10 мм, h=16 мм, l р  l  b  120  28  92 мм.
 СМ 
2  2187 ,3  10 3
 79,3МПа  [ СМ ]  100 МПа.
100  92  (16  10)
Все выбранные шпонки проходят проверку на прочность.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
34
12. Выбор посадок основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [2].
Посадка зубчатого колеса на вал
H7
по ГОСТ 25347–82.
r6
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k 6 . Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по H7 .
Посадка манжет на вал
H8
.
d9
Посадка распорных втулок на вал
H7
.
h7
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
35
13. Выбор смазки и смазочного материала
Для смазывания редукторной передачи применяем картерную систему. В
корпус редуктора заливают масло так, чтобы венец колеса был в него погружен.
Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло
попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.
Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает
поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
По [1, табл.10.8] определяем требуемую кинематическую вязкость масла.
 50  28 мм 2 / с . По [1, табл.10.10] выбираем масло индустриальное И-30А
ГОСТ 20799-88.
Контроль уровня смазки производится по меткам на маслоуказателе. Заливка масла осуществляется через верхнюю крышку редуктора, а слив отработанного масла производится через пробку.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
36
14. Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора,
начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С ;
- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо
до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают
крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью
двух цилиндрических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые
камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные
уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый
маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с
прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническими условиями.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
37
Заключение
В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода общего назначения. Произведен кинематический расчет, выбран двигатель, рассчитана цилиндрическая косозубая передача, спроектированы валы и корпус редуктора. Проверены на прочность
зубчатая передача, валы и шпонки, установленные на них, а также подшипники
на долговечность. Выбран способ смазки и смазочный материал.
Выполнен сборочный чертеж зубчатого редуктора со спецификацией, а
также рабочие чертежи зубчатого колеса и тихоходного вала редуктора.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
38
Список литературы
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся
машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988.
2. П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. М., Высш. шк., 2000.
3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — Калининград: Янтар. сказ, 2002.
Лист
Изм
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
39