8. Порядок выполнения курсового проекта

Внимательно ознакомиться с заданием и подобрать необходимую литературу (желательно с каталогами редукторов).

8.1. Определение требуемой мощности электродвигателя.

Первый этап проектирования – анализ кинематической схемы и выбор электродвигателя.

На рисунке показана одна из типовых схем привода к ленточному конвейеру: от электродвигателя вращение передается валу барабана через ременную передачу, зубчатый одноступенчатый редуктор и цепную передачу.

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании должны быть указаны вращающей момент Т_р (Н·м) на валу барабана и угловая скорость (рад/с) этого вала или же сила тяги F (H) и скорость v (м/с) ленты.

Искомую мощность Р (Вт) электродвигателя определяют из выражения

.

Здесь - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему:

Значение КПД передач отдельных типов приведены в таблице 7.

Таблица 7

Значения кпд механических передач

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле:

.

Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные двигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Технические данные асинхронных электродвигателей единой серии 4А в закрытом обдуваемом исполнении приведены в таблицах приложения.

8.2. Назначение передаточных чисел составляющих привода.

В заданиях на курсовое проектирование привод, как правило, состоит из нескольких механических передач: зубчатых, червячных, цепных, ременных. Правильное назначение передаточного числа каждой передачи значительно упрощает последующую работу. В табл. 8 приведены передаточные числа для различных механических передач, рекомендуемые для курсового проектирования.

Таблица 8

Наименование передачи	Передаточное число
Зубчатая цилиндрическая	1-5
Зубчатая коническая	1-4
Червячная	8-40
Цепная	1-4
Ременная	0,5-2,5

Общее передаточное число привода равно отношению частоты вращения электродвигателя к частоте вращения выходного звена (звездочки, шкива, барабана, …) и равно произведению передаточных чисел, составляющих его передач. Далее рекомендуется рассчитать по формуле крутящие моменты с учетом КПД на каждом валу передачи и свести их в таблицу.

8.3. Выбор параметров и расчет цилиндрических зубчатых передач

8.3.1. Расчет прямозубых и косозубых цилиндрических передач рекомендуется начинать с определения межосевого расстояния после выбора материала зубчатых колес, расчета крутящихся моментов на валах и назначения передаточного числа передачи, по формуле:

,

где коэффициент – К_а – для прямозубых передач принимается 49,5 для косозубых передач принимается 43,0

u – передаточное число (назначается при разбивке общего передаточного числа редуктора); Т₂ – крутящий момент на колесе (Н_м); - допускаемое контактное напряжение на поверхности зубьев колес (Мпа)

[S_H]

где - выбирается по таблице 3 для материала шестерни и колеса. Рекомендуется назначать для обоих колес одинаковый материал, но термообработку шестерни выполнять на 25-30 единиц твердости больше по единицам Бринелля, чтобы уравновесить разное количество нагружений зубьев, определяемое передаточным числом. После расчета для шестерни и для колеса определяется окончательно

К_HL – коэффициент долговечности работы зубчатой пары, рассчитываемый по формуле:

где N_HO – базовое число циклов нагружений, принимаемое для стали – 10⁷;

N_HB – фактическое рассчитываемое число циклов нагружений по заданию проекта (срок службы, коэффициенты работы за год, в смену, в сутки, частота вращения вала).

Если при расчета колес из нормализованной или улучшенной стали данный коэффициент получается более 2,6 – то принимается равным 2,6. Для колес из закаленной стали его максимальное значение К_HL= 1,8. Если в расчетах K_HL получается меньше единицы, то принимается равным 1.

[S_H] – коэффициент безопасности: принимается (1,1-1,2) при нормализации или улучшении материала колес и равным 1,2-1,3 при закалке.

- коэффициент ширины колеса к межосевому расстоянию, на начальном этапе проектирования принимается 0,15-0,4.

К_HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса.

При проектировании закрытых зубчатых редукторов данный коэффициент выбирается по таблице 9.

Таблица 9

Расположение зубчатых колес относительно опор	Твердость НВ поверхностей зубье
	Менее 350	Более 350
Симметричное	1,00-1,15	1,05-1,25
Нессиметричное	1,10-1,25	1,15-1,35
Консольное	1,2-1,35	1,25-1,45
Меньшие значения принимаются при меньших значениях

После вычисления межосевое расстояние необходимо принять по стандартному значению межосевого расстояния в соответствии с ГОСТ 2185-81:

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000,…

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, …

первый ряд следует предпочитать второму.

8.3.2. На данном шаге рекомендуется выбрать модуль зацепления, который принимается в пределах (0,01-0,03) и приравнять его стандартному значению по ГОСТ9563-80 (мм).

1-й ряд:1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

первый ряд следует предпочитать второму.

Для косозубых колес стандартным модулем считается нормальный – m_n.

8.3.3. Далее определяют суммарное число зубьев .

Для колес со стандартным окружным модулем (прямозубых)

m_n.

Для косозубых колес со стандартным нормальным модулем

m_n

где - угол наклона зубьев, m_t=1/cos - торцевой модуль зацепления.

Угол наклона линии зуба принимают для косозубых колес в интервале , для шевронных .

8.3.4. Определяют число зубьев шестерни и колеса:

;

Число зубьев округляют в большую сторону до целого и по округленным значениям уточняют передаточное число: ; и окончательно принимают его по ближайшему стандартному передаточному числу в соответствии с ГОСТ 2185-81.

1-й ряд: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0.

2-й ряд: 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2.

первый ряд следует предпочитать второму.

Расхождение с принятым ранее передаточным числом не должно превышать 3%.

После всех указанных округлений необходимо проверить межосевое расстояние: для прямозубых колес для колес

При проверке может обнаружится несоответствие полученного результата с ранее принятым значением по стандарту. В этом случае необходимо устранить расхождение изменением угла :

Вычисление необходимо выполнять с точностью до пяти значащих цифр. Затем рекомендуется проверить расчеты с точностью до сотых долей миллиметра делительных окружностей шестерни и колеса:

.

и убедиться, что принятое ранее межосевое расстояние

8.3.5. Определяют геометрические параметры передачи:

ширина зубчатого колеса

ширина шестерни (в зависимости от габаритов)

диаметры вершин зубьев

коэффициент шестерни по диаметру

8.3.6. Назначение степени точности передачи

Степени точности передачи и коэффициент динамичности К_HV назначаются в зависимости от окружной скорости зубчатых колес по таблице 10.

Таблица 10

Передача	Твёрдость НВ поверхности зубьев		Окружная скорость, м/с.
			До5	10	15	20
			Степень точности
			8		7
Прямозубая	Менее 350	Коэффициент динамичности КНv	1,05	--	--	--
Прямозубая	Более 350		1,1	--	--	--
Косозубая	Менее 350		1,0	1,01	1,02	1,05
Косозубая	Более 350		1,0	1,05	1,07	1,1

8.3.7. Проверка зубчатой передачи на выносливость по контактным напряжения для прямозубых передач выполняется по формуле:

где К_Н= К_НβК_HVK_Ha – коэффициент нагрузки. Значение К_Нβ даны в таблице 9, значения К_HV даны в таблице 10.

Коэффициент К_На учитывает условия монтажа косозубой передачи и в зависимости от окружной скорости зубчатых колес и степени точности изготовления назначается по таблице 11.

Таблица 11

Степень точности	Окружная скорость, м/с
	до 1	5	10	15	20
6	1	1,02	1,03	1,04	1,05
7	1,02	1,05	1,07	1,10	1,12
8	1,06	1,09	1,013	-	-
9	1,1	1,16	-	-	-
Для прямозубых передач КНа=1

Значения, полученные по формулам (7.12) и (7.13) должны быть меньше значения допускаемого контактного напряжения, вычисленного по формуле (7.3).

В курсовом проектировании допускается перегрузка до 10%.

8.3.8. Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба (излом зуба) выполняется по формуле:

где F_t=2T₁/d₁=2T₂/d₂ – окружная сила на колесе, (Н)

K_F=K_FβK_FV – коэффициент нагрузки

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, который выбирается по таблице 12.

Таблица 12

	Твердость рабочих поверхностей зубьев, НВ
	Менее 350 НВ				Более 350 НВ
	1	2	3	4	1	2	3	4
0,2	1,00	1,04	1,18	1,1	1,03	1,05	1,35	1,2
0,4	1,03	1,07	1,37	1,21	1,07	1,1	1,7	1,45
0,6	1,05	1,12	1,62	1,4	1,09	1,18	-	1,72
0,8	1,08	1,17	-	1,59	1,13	1,28	-	-
1,0	1,1	1,23	-	-	1,2	1,4	-	-
1,2	1,13	1,3	-	-	1,3	1,53	-	-
1,4	1,19	1,38	-	-	1,4	-	-	-
1,6	1,25	1,45	-	-	-	-	-	-
Данные в столбце 1 относятся к симметричному расположению колес относительно опор; 2 - к нессиметричному; 3 - к консольному при установке валов на шарикоподшипниках; 4 – то же, при установке валов на роликоподшипниках

K_FV – коэффициент динамичности, который в зависимости от окружной скорости и термообработки выбирается по таблице 13.

Таблица 13

Степень точности	Твердость НВ поверхности зубьев	Окружная скорость, м/с
		3	3-8	8-12,5
6	НВ менее 350	1/1	1,2/1	1,3/1
6	НВ более 350	1/1	1,15/1	1,25/1
7	НВ менее 350	1,15/1	1,35/1	1,45/1,2
7	НВ более 350	1,15/1	1,25/1,1	1,35/1,1
8	НВ менее 350	1,25/1,1	1,45/1,3	-/1,4
8	НВ более 350	1,2/1,1	1,35/1,2	-/1,3

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба, который в зависимости от числа зубьев имеет следующие значения:

z	17	20	25	30	40	50	60	70	80	100 и более
YF	4,28	4,09	3,9	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,61	3,6

Для косозубых передач коэффициент формы зуба Y_F следует принимать не по фактическому числу зубьев z, а по эквивалентному z_v, которое учитывает повышение несущей способности косозубых передач.

Коэффициент Y_β компенсирует погрешности принятой расчетной схемы и при расчете прямозубых колес не учитывается

,

где β⁰ – угол наклона делительной линии зуба.

Коэффициент K_Fa учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле:

где - коэффициент торцового перекрытия, n - степень точности.

В курсовом проектировании можно принимать среднее значение = 1,5 и степень точности 8-ю, тогда K_Fa=0,92

Допускаемое напряжение [σ_F] при расчете на изгибную прочность разрешается вычислять по упрощенной формуле:

,

где коэффициент безопасности . Первый коэффициент учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес (его значения приведены в табл. 7.6). Второй коэффициент учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для проката ; для литых заготовок .

Значения предела выносливости при расчете на изгибную прочность приведены в таблице 14.

Таблица 14

Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев		(МПа)
		На поверхности	В сердцевине
40,45,40Х, 40ХФА	Нормализация, улучшение	НВ 180-300		1,8 НВ	1,75
40Х, 40ХН, 40ХФА	Объемная закалка	HRC 45-50		500-550	1,8
40 ХН, 40ХН2МА	Закалка ТВЧ	HRC 48-55	HRC 25-35	700	1,75
20ХН, 20ХН2М, 12ХН, 12ХНЗА	Цементация	HRC 57-63	-	950	1,55
Стали, содержащие алюминий	Азотирование	HV 700-900	HRC 24-40	300+1,2 HRC сердцевины	1,75

После произведенный вычислений необходимо определить соотношение отдельно для шестерни и для колеса. Дальнейший расчет выполняется для того из колес, у которого данное отношение имеет меньшее значение. При этом сопряженное колесо будет иметь просто больший запас прочности.