Узел редуктора электромеханического привода

Узел редуктора электромеханического привода

Узел редуктора электромеханического привода

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра машиноведения и деталей машин

Курсовая работа

«УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА»

Исполнитель
студентка гр. 2856/1
Касимова Е.К.

Преподаватель
Ружков В.А

Санкт-Петербург
2010

Оглавление

Техническое задание
Введение
1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя
1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1 Выбор муфты
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс
Литература

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью
минимизации габаритов редуктора в результате
рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.
Привод состоит из
— электродвигателя,
— клиноременной передачи,
— двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу),
— зубчатой муфты на выходном валу редуктора.
Характер производства крупносерийный.
Привод реверсивный.
1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =1500 Н×м;
2. Частота вращения выходного вала редуктора nим =80 об/мин;
3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nс =3000 об/мин;
4. Расчётный ресурс L=8000 час.

ВВЕДЕНИЕ

Цель анализа работоспособности механизма в данной работе – разработка проекта узла привода редуктора минимально возможных габаритов, находящегося в составе электромеханического привода.
Средство достижения этой цели – рациональное применение объёмного и поверхностного упрочнения зубьев зубчатых передач.
Способ – расчётная оценка работоспособности деталей зубчатых зацеплений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом.
В работе представлены результаты оценки диаметров выходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
электромеханический привод редуктор габариты
Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

РИМ = ТИМ wИМ, (1.1)
где ωим – угловая скорость, рад/с.
Угловая скорость вычисляется по формуле
ωим=π·nим/30 (1.2)

ωим=3,14·80/30=8,37 рад/с
Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим
Pим=1500·8,37 =12560 Вт
Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле
Pэл= Pим/ηпр, (1.3)
где Pэл – мощность электродвигателя, Вт; ηпр – коэффициент полезного действия привода.
ηпр= (ηрп·ηп·ηзп)(ηзп ·ηп)(ηп·ηм), (1.4)
где ηрп – КПД ременной передачи; ηп — КПД подшипников качения вала; ηзп – КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; ηм – КПД муфты.
Выбираем ηрп=0,95;
ηп=0,99;
ηзп=0,99;
ηм=0,99.
Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем
ηпр=0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894
Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя
Pэд=12560/0,894=14049 Вт
Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc=3000 об/мин.
Технические характеристики двигателя
По справочнику
Выбран электродвигатель марки 4А160S2;
паспортная мощность РЭД = 15,0 кВт ;
синхронная частота nс = 3000 об/мин;
частота двигателя nдв= 2940 об/мин;
отношение пускового момента к номинальному моменту ТП / ТН =1,4;
диаметр присоединительного участка вала ЭД dЭД =42 мм,
длина присоединительного участка вала ЭД lЭД =110 мм.
1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле
iпр=nдв/nим, (1.5)
где nдв – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин;
iпр – общее передаточное отношение привода.
Подставив численные значения, получим
iпр=2940/80=36,25
Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим iрп =2
и воспользуемся формулой
iпр= iрп·iрд, (1.6)
где iрд – передаточное отношение редуктора.
Преобразуя (1.6), получим
iрд= iпр/iрп =36,25/2=18,12 (1.7)

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу
iрд=uб·uт, (1.8)
где uб и uт – передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.
Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле
uт= (1.9)
Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем
uб= iрд/ uт=18,12/4=4,53 (1.10)
Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения uб=5, uт=4.
Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле
iрп= iпр / (uб·uт)=36,25/(4*5)=1,81
1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
Угловая скорость
входного вала редуктора wВВх= wим uт uб = 8,37* 20 = 167,4 1/с;
промежуточного вала wПР= wим uт = 8,37*4 =33,48 1/с;
Мощность Рi, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4)
Рi = Рим/ hi ,
где hi – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
Крутящие моменты Т i определяются по значению передаваемой мощности Рi и угловой скорости данного вала wi
Т i = Рi / wi .
С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов
n1= nдв/ iрп=2940/1,81=1624 об/мин (1.11)
n2= n1/ uб=1624/5=325 об/мин (1.12)
Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами
P1=Pэл·ηрп=14037·0,95=13335 Вт (1.13)
P2=P1·ηпк·ηзпб =13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14)
Вычислим крутящие моменты валов по формуле
Ti= Pi/ωi, (1.15)
ωi=π·ni/30 (1.16)
где i=1; 2; эл.
Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим
Ti= Pi·30/(π·ni) (1.17)
Tэл= Pэл·30/(π·nэл)=14037·30/(3,14·2940)=45,57 Н·м
T1= P1·30/(π·n1)= 13335·30/(3,14·1600)=79,65 Н·м
T2= P2·30/(π·n2)= 13070·30/(3,14·320)=390,38 Н·м
Таблица 1
Энерго-кинематические параметры элементов привода

Мощность, Вт
Частота вращения, об/мин
Угловая скорость, рад/с
Момент, Нм
Передаточное число

Исполнительный механизм
12555
80
8,37
1500

Муфта выходного вала
12681
80
8,37
1515

Зубчатое колесо выходного вала
12809
80
8,37
1530
uт=4

Шестерня промежуточного вала
12939
320
33,48
386

Зубчатое колесо промежуточного вала
13070
320
33,48
390,38
uб=5

Шестерня входного вала
13202
1600
167,4
78,86

Входной вал редуктора
13335
1600
167,4
79,65
iрп=1,84

Вал электродвигателя
14037
2940
308
45,57

Пример расчёта параметров условий работы шестерни промежуточного вала
1. Угловая скорость wПР= 33,48 /с;
2. Значение h I = h зпhпк∙hм = 0,99∙0,99∙0,99= 0.97 ;
где h I – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
3. Мощность Р Ш-ПР, передаваемая шестерней промежуточного вала
Р Ш-ПР = Р ИМ/h I = 12555/0.97 = 12939 Вт;
4. Момент ТШ-ПР, передаваемый шестерней промежуточного вала
ТШ-ПР = Р Ш-ПР/ wПР= 12939/33,48 = 386 Нм.
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1 Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М кр
k TИМ £ М кр, (1.18)
где k — коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 … 2. Принимаем к=2. Как правило, k < ТП/ ТН. В данном случае
М кр ≥ 2∙1500=3000 Нм.
Выбираем ближайшее к данному значение М кр (муфта №3)
М кр=3090 Нм.
Для этого значения также nmax=4000об/мин; dM=60мм; lM=85мм; DM=90мм.
Значение диаметра выходного вала редуктора dВ можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение k TИМ практически равно Мкр, то принимаем dВ = dМ, где dМ – наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.
Но так как у нас k TИМ < М кр, то предварительно значение диаметра dВ определяем по формуле
dВ » dМ (k TИМ /М кр)1/3 =60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)
Окончательно принимается значение dВ из ряда нормальных линейных размеров R40. И у нас dВ=62 мм.
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.
При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия
d » (Т/ 0,2 [t])1/3, (1.20)
где допускаемое напряжение [t] = (0,026 …0,036) sв ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.
Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв = 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв = 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв = 21 МПа.
Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно sв= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.
Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора
мм,
мм,
мм.
На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d п диаметров, назначим тип подшипников.
Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.
Таблица 3
Параметры подшипников

Вал
Обозначение
d п
Dп
В
С,кН
Сo,Кн

Тихоходный
36214
70
125
24
80,2
54,8

Промежуточный
46309
45
100
25
61,4
37,0

Быстроходный
46308
40
80
23
50,8
30,1

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары
aТ ⊃3; 0,5(Dп1+ Dп2)+ 2g, (1.24)
aб ⊃3; 0,5(Dп3+ Dп2)+ 2g ,
где Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;
2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.
Диаметр болта должен быть

d » 1,25 TИМ 1/3 ⊃3;10 мм, (1.25)
где TИМ в Нм.
По формуле (1.25)
d =мм.
Для М14 2g=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет
aТ ⊃3; 0,5(125+100) + 44=156,5 мм,
aб ⊃3; 0,5(100+90) + 44=139 мм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aТ и aБ округлим по ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр

aт ⊃3; 0,5dа2б + 0,5 d* + со,
где со = (3 … 5) мм,
значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,
dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуля mб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).
dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2 mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм
aт ⊃3; 0,5*239 + 0,5*72 + 5=160 мм ,
принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт ⊃3; 0,5dа2б + 0,5 d* + со, необходимо принять новое значение aт =160 мм по ряду R40.
1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс

Принятые выше значения aТ и aБ используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1)

d1Т = 2 aТ /(1+ u Т); d2Т = u Т d1Т
d2Б = 2 aБ /(1+ u Б); d2Б = u Б d1Б. (1.26)
Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач, m — модуль зацепления. Z1- число зубьев шестерни.
При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.
1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b ⊃1;0, следовательно, cosb <1, mz1< d1 и m < (d1 / z1).
2. Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z1 ⊃3;17 (обычно z1 принимается 20 и более).
3. Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = u z1 были целым числами.
Значения коэффициента ym

Характеристика передач
ym= b/m
bmin

Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса Н £ 350 НВ Н > 350 НВ Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами Н £ 350 НВ Н > 350 НВ
£ 45 … 30 £ 30 … 20£ 30 … 20 £ 20 … 15
6°30¢ 9°30¢9°30¢ 12°30¢

Произведем расчеты для быстроходной передачи
Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.

u=110/22=5
cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.

Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу
Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.
Решение

u=80/20=4
Соответственно,
cosb = 0,5m z1(u + 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937, приемлемо.

Геометрические характеристики зубчатых передач

Передача
Межосе-вое рассто-яние а, мм
Модуль зцеп-ления m
Число зубьев Z1
Число зубьев Z2
Переда-точное число u
Дели-тельный диаметр d1
Дели-тельный диаметр d2
Шири- на за- цепле-ния b
cosb

Быстроходная
140
2
22
90
5
46.7
233
30
0,942

Тихоходная
160
3
20
80
4
64
256
45
0,937

Проверка.
1. а = 0,5(d1+ d2);
Быстроходная передача аб = 0,5∙(46.7+233)= 139.5;
Тихоходная передача ат=0,5(64+256)=160 .
2. m z1 = d1 cosb;
Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942, 44=43.9;
Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937, 60=59.9.
3. d2 cosb /z2= m;
Быстроходная передача 233∙0,942/90=2 , 2=2;
Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9 , 2,9=3.
4. d2 /d1= z2 /z1= u;
Быстроходная передача 233/46.7=90/22, 4.98=4.9=5;
Тихоходная передача 256/64=80/20, 4=4=4.
Таким образом все подобрано.

Рис. 2.1. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач
где аб и ат – межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатых пар соответственно, мм; Dп1 Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения, мм;
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

sH £ [sH], (2.1)
где sH , [sH] — соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.
Расчётное значение sH для косозубой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле
sH = 1,18 ZH b, (2.2)
где Eпр – приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев.
Примем Eпр=2× 105 МПа.
Тш –момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;
dш – делительный диаметр этой шестерни;
ybd = b / dш — коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни dш.
определим значения ybd

ybd = b / dш (2.3)
ybdб==0,642,
ybdт==0,703.
ybdт и ybdб не превышают наибольшие допустимые значения.
Окружная скорость рассчитывается по формуле
v = wd/2 (2.4)

vб ==3.85 м/с,
vт ==1.071 м/с.
Расчётная ширина тихоходной пары равна
bТ = ybdТ∙ dшТ , (2.5)
а быстроходной пары
bБ = ybdБ∙ dшБ (2.6)
Коэффициент К H учитывает влияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемы расположения зубчатых колёс редуктора
И рассчитывается по формуле
К H = К H b ∙К Hv, (2.7)
где К H b, К Hv коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений.
Для тихоходной пары
К Hт =1.25∙1.01=1,57.
Для быстроходной пары
К Hб =1,11∙1,03=1,14.
Коэффициент ZH b учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

ZH b = К H a (cos2b/ e a)1/2 , (2.8)
где e a -коэффициент торцового перекрытия
e a = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)] cosb . (2.9)
Коэффициент К H a введён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач.
При α=40˚, sin 2α=0,6428.
Рассчитаем sH тихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2)
sHт =1,18∙0,749=1036 МПа,
sHб =1,18*0,743=609.1 МПа.
Заполним таблицу параметров
Таблица 8

Параметр
Тихоходная передача
Быстроходная передача

Межосевое расстояние
аT=160 мм
аБ=140 мм

Передаточное отношение
uT = 4
uБ =5

Момент Tш
TшT =386 Нм
TшБ =78.86 Нм

Коэффициент ybd
ybd =0,703
ybd =0,642

Коэффициент К H b
К H b=1,25
К H b=1,11

Окружная скорость u, м/с
u =1.07 м/с
u =3.85 м/с

Коэффициент К H v
К H v=1.01
К H v=1,03

Коэффициент К Ha
К Ha=1
К Ha=1.02

cosb
cosb=0,942
cosb=0,937

Число зубьев zш
zш=20
zш=22

Число зубьев zк
zк=80
zк=90

Коэффициент e a
e a=1,581
e a=1,591

Коэффициент ZH b
ZH b=0,749
ZH b=0,743

Расчётное значение sH
sH =1036.6 МПа
sH =609.1 МПа

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс
Значения предела контактной выносливости зубьев [sH lim] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле
[sH lim] ⊃3; sH[sH], (2.10)
где [sH] — нормативный коэффициент запаса контактной прочности;
Примем [sH] = 1,2 .
Тогда
[sH lim]т ⊃3;1036.6∙1,2=1243.2 МПа,
[sH lim]б ⊃3;609.1∙1,2=730.8 МПа.
В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC), при твёрдости зубьев 55 HRC . В качестве материала возьмем сталь 20ХФ.
[sH lim]т=1265 МПа.
В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), при твёрдости зубьев 35 HRC. В качестве материала возьмем сталь 40Х.
[sH lim]б =780 МПа.

2.3 Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности
Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев
sF= 2YFS YF b КF Т / (m dш bш) £ [sF], (2.11)
где Т – момент, передаваемый данной шестерней.
YFS – коэффициент формы зуба;
YF b – коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;
КF — коэффициент расчётной нагрузки
КF = КFb∙ КFv; (2.12)

КFb — коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 и табл.9);
КFv – коэффициент динамической нагрузки;
Для тихоходной передачи примем КFvт=1,01, а для быстроходной КFvб=1,05;
КFb для учебного расчёта можно принять
КFb = 2(КНb-1)+1; (2.13)
КFbт=2∙(1,25-1)+1=1,5;
КFbб=2∙(1,11-1)+1=1,22.
Подставим значения в (2.12) и вычислим КF
КFт=1,5∙1,01=1,575;
КFб=1,22∙1,05=1,281.
Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни
z v = zш / cos3 b, (2.14)
где z v — эквивалентное число зубьев шестерни.
Для быстроходного вала
z vб==26,74.
Для тихоходного вала
z vт==23,92.
Для тихоходного вала примем YFSт =4 ;для быстроходного YFSб =3,9
YF b находится по формуле

YF b = КFa Y b/ e a (2.15)
где e a — коэффициент торцового перекрытия.
КFa — коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев;
Y b — коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии;
e a = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)] cosb, (2.16)
e aт=[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙ 0,942=1,581;
e aб=[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.
Для учебного расчёта КFa примем
КFa= 3∙ (КHa -1)+1, (2.17)
КFaт=3∙ (1-1)+1=1,
КFaб=3∙ (1,02-1)+1=1,06.
Рассчитаем Y b (βт =19, а βб=20)
Y b = 1 — b°/140 , (2.18)

Y bт = 1- 20/140=0,864;
Y bб =1-20/140=0,857.
Подставим найденные значения в формулу (2.15) и вычислим YF b для тихоходной и быстроходной передачи
YF b т=1∙0,864/1,581=0,546,
YF b б=1,06∙0,857/1,591=0,571.
Вычислим sF с помощью формулы (2.11)
sFт=2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369 МПа
sFб=2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167 МПа
Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение
[sF] = sF lim / [sF], (2.19)
где sF lim — предел выносливости зубьев при изгибе;
[sF] — нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;
Примем [sF] = 1,75
sFб =167 МПа
sFт =369 МПа
Условие sF≤ [sF] выполняется для быстроходной зубчатой передачи, при твёрдости зубьев HRC=55
sF limб=750 МПа,
sFб=167 МПа≤ [sF]= sF limб/ [sF]=750/1,75=428,6 МПа;
В качестве материала быстроходной зубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.
Условие sF≤ [sF] выполняется для тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210
sF limт =378 МПа,
sF=369 МПа≤ [sF]= sF limб/ [sF]=378/1,75=216МПа.
В качестве материала возьмем ранее выбранную сталь 40Х.

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ

3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать
— расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;
— расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;
— расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.
В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются
— тангенциальная (окружная) сила

Ft = Tш/ d ш или Ft = 2∙Tш/ d ш (3.1)
— осевая сила
Fа = Ft ∙tg b (3.2)
— радиальная силы

Fr = Ft ∙ tga/ cos b (3.3)
FtТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;
FxТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;
FrТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;

Таблица 15

Крутящий момент Т, Нм
Делительный диаметр d, мм
cos b
Окружная сила Ft ,Н
Осевая сила Fx, Н
Радиальная сила Fr, Н

Шестерня ТП
1530
256
0,937
11953,13
4456,125
4643,477

Н

Рис. 2.2.Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости z0x
Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости z0x.
Из технического задания a=46мм, b=100мм, l=260мм.
Пользуясь рис. 2.2. произведём расчёт реакций ZA и ZB.
ZA= (- Fr· b + Fx· R2)/(a+b)= (2.4)
= (-4643.477· 0,100+4456.125· 0,128)/0,146=726.276 Н
ZB= (- Fr· а — Fx· R2)/(а+b)= (2.5)
=(-4643.477·0,046-4456.125·0,128)/0,146= -5369.75Н
Пользуясь уравнением (2.1), выполним проверку
ZA+ ZB +Fr=726-5369+4643=0

Аналогично составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости y0x.

Рис.2.3. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости y0x

Пользуясь рис. 2.3. произведём расчёт реакций YA и YB.
Из уравнения (2.2) следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.

YВ=(Fml +Ft· a )/(a+b) = (2.8)
=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146 = 12387.37Н
YА= (-Fm·(l-a-b)+ Ft·b)/(а+b) =
=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96 H
Выполним проверку, используя формулы (2.1)
YA +YB – Fm- Ft =4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 (2.9)

3.1 Проверочный расчёт конических подшипников опор
Проверочный расчёт конических подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.
А. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид
С £ С п , (3.12)
где С – расчётная динамическая грузоподъёмность, С п – паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника.
Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости
С = Р [L/ (a1 a2)] 1/p, (3.13)
где Р – эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;
L — ресурс, млн. оборотов вала; примем
L = 60 nпв Lh/ 106 = 60∙80∙8000/106 = 38.4 млн. об., (3.14)
где nпв – частота вращения промежуточного вала в об/мин; Lh — ресурс редуктора в часах;
р – показатель степени, р =10/3 для роликовых подшипников;
a1– коэффициент надёжности
Надёжность …………. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99
Коэффициент a1……….1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;
a2– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a2 =0,6 .. 0,7 и для
и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a2 = 1,1 ..1,3.
Примем a1 =1 и a2 =0,7.
Б. Эквивалентная динамическая нагрузка определяется
для А – опоры

P A= (X FrA +YFxА)K б K т, (3.15)
для В — опоры

P В= (X FrВ +YFxВ)K б K т, (3.16)
где FrA и FrВ – радиальные силы, действующие на А — опору и В – опору; FxА и FxВ– осевые силы, действующие на А -опору и В – опору;
X и Y – коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);
K б – коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K б =1, при умеренных толчках K б =1,3 …1,5, при ударах K б =2,5 …3;примем K б =1,3.
Kт – температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем
Kт =1 при рабочей температуре до 100°С.
Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге подшипников, e = 0,68
SА = e∙F rА = 0,68∙0.83· = 2520.839 Н (3.17)
SВ = e∙F rВ = 0,68*0.83* = 7620 Н (3.18)

Рис.3.4. Схема осевых сил, действующих на вал

Fxа = Fx + SA = 1960 + 425 = 2385 Н
S = SA + Fx — SB = (3.19)
=2520.839 +4456.125 – 7620 = -643.086 < 0,
значит вал сместится в сторону левой опоры, следовательно
FxB = SВ = 7620 Н.
Определим силу FxА из уравнения равновесия вала
FxА = SB -Fx ; (3.20)
FxА = 7620-4456 = 3164 Н.
Т.к. = 3164/4466.405= 0.7084 ≥ e = 0,68 , принимаем X = 0,41, Y = 0,87.
= 7620/13501.15= 0,564< e = 0,68 , принимаем X = 1, Y = 0.
Подставив найденные значения в формулы (3.15) и (3.16), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор A и B
PA= (0,41∙4466.405 + 0,87∙3164)∙1,3∙1 = 5959 Н,
PB= (0 + 1∙13501.15)∙1,3∙1 =17551.495 Н.
Подставив PB , так как для тихоходной больше нагрузки, то в формулу (3.13), определим расчётную динамическую грузоподъёмность С
C =17551.495∙()0,3 = 58.34 кН £ Сп = 80.2 кН
Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Заключение

1. Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А160S2
2. Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 20ХФ с твердостью зубьев 55 HRC и использовать цементацию + закалку и низкий отпуск в качестве термообработки. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и использовать объемную закалку.
3. На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 7308.
4. Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М14 для тихоходной и быстроходной передач.
5. Для соединения выходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.

ЛИТЕРАТУРА
1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост. Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб. Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — м. Высш. шк., 1998. 447 с., ил.
3. Курсовое проектирование деталей машин Учеб. пособие… / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М. Машиностроение, 1988. 418 с., ил.
4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М. Машиностроение, 1976. В 5-ти т. Т.1.768 с.
5. Иванов М.Н. Детали машин Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М. Высш. шк., 1998. 383 с., ил.
6. Детали машин Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.
7. Детали машин разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2003. 40