Рефетека.ру / Промышленность и пр-во

Курсовая работа: Проектирование зубчатого механизма

Исходные данные: электролебедка (рисунок - 1) состоит из электродвигателя 1, двух муфт: упругой 2 и соединительной 4, двухступенчатого цилиндрического редуктора 3 и барабана 5.

Работа односменная, пусковая нагрузка до 150% от номинальной. Грузоподъемность лебедки F, скорость навивания каната на барабан V, диаметр барабана D заданы в таблице. Срок службы редуктора 20000 часов.

Требуется: подобрать электродвигатель, рассчитать зубчатые колеса тихоходной ступени редуктора. Выполнить рабочие чертежи колеса и вала (формат А3)


Проектирование зубчатого механизма

Рисунок 1. Схема электромеханического привода

Последовательность расчета.


Выбор электродвигателя.


1.1. Определяем общий КПД привода лебедки.

а) КПД пары зубчатых колес при работе в масляной ванне Проектирование зубчатого механизма1 = 0,98;

б) КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения Проектирование зубчатого механизма2 = 0,99;

в) КПД, учитывающий потери в паре подшипников скольжения (вал барабана смонтирован на подшипниках скольжения) Проектирование зубчатого механизма3 = 0,95;

г) КПД муфты Проектирование зубчатого механизмам = 0.98

Общий КПД привода Проектирование зубчатого механизма

1.2. Требуемая мощность электродвигателя: Р’ дв Проектирование зубчатого механизма

где F – усилие на канате барабана,

v – скорость каната.

1.3. Выбор электродвигателя:

Выбираем исходя из условия: РдвПроектирование зубчатого механизма

Тип данного электродвигателя асинхронный, его параметры:


Проектирование зубчатого механизма


2. Кинематический расчет.


2.1. Угловая скорость выходного вала редуктора и барабана:


nб = n3 = Проектирование зубчатого механизма

2.2. Общее передаточное число:


Uоб = Up = Проектирование зубчатого механизма (1)


n1 - число оборотов быстроходного вала

n3 = nб - число оборотов тихоходного вала

2.3. Разбивка передаточного числа на ступени:


Uоб = Uр = UПроектирование зубчатого механизма Uт (2)


где Uб – передаточное число быстроходной ступени.

Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора, обычно определяют Uт = 0.88Проектирование зубчатого механизма. Тогда находится Uб = Проектирование зубчатого механизма и полученные данные подставляем в (2).Проектирование зубчатого механизма

2.4. Окружные скорости валов редуктора:

- быстроходного (входного) n1 = nБ

- промежуточного n2 =nпр Проектирование зубчатого механизма

- тихоходного (выходного) n3 =nТ Проектирование зубчатого механизма

2.5. Крутящий момент на валах редуктора:

Крутящий момент на валу барабана

Тб = Т5=Проектирование зубчатого механизма

где D – диаметр барабана

Т4 = ТТ =Проектирование зубчатого механизма

Т3 = Тпр = Проектирование зубчатого механизма

Т2 = ТБ = Проектирование зубчатого механизма

Проектирование зубчатого механизма


3. Расчет зубчатых передач:


3.1. Выбор материалов для шестерни:

Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами:

- для шестерен z1 и z3 - сталь 40х; термообработка улучшение; НВ257 (по табл., ориентируясь на диаметр заготовок до 150мм); Проектирование зубчатого механизмав = 830 н/мм2; Проектирование зубчатого механизмат = 590 н/мм2;

- для зубчатых колес z2 и z4 - сталь 40х; термообработка нормализация, НВ200, Проектирование зубчатого механизмав = 690 н/мм2; Проектирование зубчатого механизмат = 440 н/мм2.


3.2. Определение допускаемых напряжений.

3.2.1. Определение контактной твердости материала и допустимого контактного напряжения.

В данном случае в качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.

Для шестерни по формуле


НВ3 = 0,5 (НВmax +НВmin)


для колеса по той же формуле:


НВ4 = 0,5(НВ max +НВmin).


Оцениваем возможность приработки колес по формуле


HB3Проектирование зубчатого механизмаHB4+ (10…15);

Допустимое контактное напряжение:

Для определения допустимых контактных напряжений принимаем коэффициент запаса прочности SHmin=1.1предел контактной выносливости зубьев:

Проектирование зубчатого механизмаmin = 2HB+70

- для шестерни: Проектирование зубчатого механизмаHmin3 = 2HB3+70

- для колеса Проектирование зубчатого механизмаHmin4= 2HB4+70

Расчетное число циклов напряжений NK при постоянном режиме нагружения определяем по формуле:

- для шестерни:


NK3 = 60n3cLh


- для колеса:


NK4 = 60n4cLh


Базовое число циклов напряжений рассчитываем в зависимости от твердости материала:


NH lim = 30NHB2.4


- для шестерни NH lim3

- для колеса NH lim4


Коэффициент долговечности ZN при расчете по контактной выносливости находим, учитывая, что Nk Проектирование зубчатого механизмаNH lim по формуле:


ZN = Проектирование зубчатого механизма


Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:


Проектирование зубчатого механизма


- для шестерни: Проектирование зубчатого механизма

- для колеса: Проектирование зубчатого механизма


С учетом рекомендаций вычисляем расчетное допустимое контактное напряжение по формуле:


Проектирование зубчатого механизманр = 0,45(Проектирование зубчатого механизма)


3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.

Для определения допустимых напряжения изгиба принимаем коэффициент запаса прочности Sf= 1,7; предел выносливости зубьев на изгиб для данного материала определяется как


Проектирование зубчатого механизма0F lim b = 1,75НВ


Коэффициент долговечности YN при расчете на изгибную выносливость находим по формуле:


Проектирование зубчатого механизма


где NFlim – базовое число напряжений на изгибе; NFlim = Проектирование зубчатого механизма

Согласно условию принимаем YN3=YN4=1. Находим коэффициент YA, учитывающий двухстороннее нагружение; в нашем случае YA3=YA4=1 (для одностороннего нагружения).

Определяем допустимые напряжения изгиба по формуле


Проектирование зубчатого механизмаFP = Проектирование зубчатого механизма


Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерен, принимая[n] =1,5,


КПроектирование зубчатого механизма= 1,6, Кри = 1,


[n] – требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности;

КПроектирование зубчатого механизма- эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба;

КН - коэффициент режима нагрузки


КН = Проектирование зубчатого механизма Проектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизма


Nц = Проектирование зубчатого механизмаnПроектирование зубчатого механизма


Nц – число циклов нагружения;

n – угловая скорость, об/мин;

Т - расчетная долговечность (срок службы передачи), ч; Т=20000 часов;

а – количество зацеплений зуба за один оборот колеса, а=1;

При Nц Проектирование зубчатого механизма5Проектирование зубчатого механизма Kри получается меньше 1, берется в расчетах Кри = 1,0

Для зубьев шестерни имеем


[Проектирование зубчатого механизма]'u = Проектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизма


Для зубьев колес принимаем [n] = 1,5 и Кб=1,5,


[Проектирование зубчатого механизма]''u = Проектирование зубчатого механизма


4. Расчет тихоходной ступени (косозубая).


4.1. Определение потребного межосёвого расстояния из условия контактной прочности поверхности зубьев.

Межосевое расстояние определяем по формуле


Проектирование зубчатого механизма

Проектирование зубчатого механизма

где Uт = 4,5;

Проектирование зубчатого механизма - коэффициент ширины, принимаемый равным 0,15; 0,25; 0,315

Ка – косозубая передача (коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счет увеличения суммарной длины контактных линий).

Проектирование зубчатого механизма- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии. Принимаем равным 1,15.


4.2. Число зубьев и модуль зацепления.

Нормальный модуль зацепления выбирается по формуле:

m = (0,01Проектирование зубчатого механизма 0,02)Проектирование зубчатого механизмаw


Проектирование зубчатого механизма


Предварительно выбирается угол наклона зубьев Проектирование зубчатого механизма = 10°

Число зубьев шестерни


z3 = Проектирование зубчатого механизма


Число зубьев колеcа


z4 = UTПроектирование зубчатого механизма


Суммарное число зубьев


Проектирование зубчатого механизма


Уточняется значение угла Проектирование зубчатого механизма


Проектирование зубчатого механизма

для косозубой передачи проверяется условие


Проектирование зубчатого механизма


т.е. принятое значение угла Проектирование зубчатого механизма при Проектирование зубчатого механизма = 0,4 приемлемо.


4.3. Основные размеры зубчатой пары колес тихоходной ступени.

Диаметры длительных окружностей зубчатых колес:


d3 = Проектирование зубчатого механизма=Проектирование зубчатого механизма


d4 = Проектирование зубчатого механизма


Проверяем межосевое расстояние:


aw = Проектирование зубчатого механизма


bw =Проектирование зубчатого механизма


Расчет диаметра вершин колес:


da3 = Проектирование зубчатого механизма


da4 =Проектирование зубчатого механизма


Расчет диаметров впадин колес:


Di3 =Проектирование зубчатого механизма


Di4 =Проектирование зубчатого механизма


Проектирование зубчатого механизма


4.4. Окружная скорость колеса


V2 = Проектирование зубчатого механизма


При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ350 назначают 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес тихоходной пары.


4.5. Уточнение коэффициента нагрузки:


Кн = КНПроектирование зубчатого механизма Проектирование зубчатого механизмаHV


при несимметричном расположении колес, КHПроектирование зубчатого механизма = 1,4, и при 9-ой степени точности КHV = 1,2 , тогда вычисляется КН.


4.6. Проверяем расчетные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:

4.6.1. Контактное напряжение.


Проектирование зубчатого механизма


где КК - коэффициент для косозубой передачи, учитывающий повышение нагрузочной способности за счет увеличения длины контактных линий.


4.6.2. Напряжение изгиба.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружное усилие


Ft = Проектирование зубчатого механизма


- радиальное усилие


Fp = Проектирование зубчатого механизма


- осевое усилие


Fa =Ft tgПроектирование зубчатого механизма


Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба


Проектирование зубчатого механизма


Проектирование зубчатого механизмаF – коэффициент формы зуба:

для шестерни при zV3 = Проектирование зубчатого механизма


для колеса при zV4 = Проектирование зубчатого механизма


Производим сравнительную оценку прочности и колеса:

- для шестерни

- для колеса


Дальнейший расчет ведется по зубу колеса как менее прочному. КК =1,4 для косозубых колес.


Проектирование зубчатого механизма


Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба z4 сравнить с его допустимым.


4.6.3. Напряжения при перегрузках.

Кратковременные перегрузки, не учтенные при расчете, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках.

Максимальные контактные напряжения при перегрузке моментом Тпик можно выразить через напряжение Проектирование зубчатого механизман :


Проектирование зубчатого механизма


Если значение Тпик не задано, его определяют по формуле Тпик = КТmах, где К— коэффициент внешней динамической нагрузки, принемаемый равным 1,5…2,5.

Аналогично, максимальные напряжения изгиба


Проектирование зубчатого механизма


5. Проектирование тихоходного вала редуктора.


5.1. Предварительный расчет

Выполняется из условия расчета на кручение по заниженным допускаемым напряжениям кручения [Проектирование зубчатого механизма] кр = 12…20 МПа, т.е. без учета деформаций изгиба

Условие прочности на кручение


Проектирование зубчатого механизма


Ткр – крутящий момент на тихоходном валу

Wр = 0,2dв – момент сопротивлению кручения при [Проектирование зубчатого механизма]кр = 18 МПа


dв min Проектирование зубчатого механизма


Проектирование зубчатого механизма

Длина выходной части вала для закрепления соединительной муфты lсм2 = 1.5dсм2


5.2. Эскизная компоновка узла тихоходного вала

Эскизная компоновка позволяет определить осевые (продольные) размеры вала. На осевые размеры вала влияют ширина зубчатых колес, длина шпонок, определяющая длину ступиц колес, ширина подшипников и ширина других деталей.


5.2.1. Определение длины шпонок.

Длина шпонок устанавливается из расчета на снятие


Проектирование зубчатого механизма


где Т – крутящий момент на валу

dв – диаметр вала по месту установки шпонки

[Проектирование зубчатого механизма]см = 80-100 МПа – допускаемое напряжение на снятие для шпонок

lр = l – в – рабочая длина призматической шпонки

l – полная длина шпонки

bПроектирование зубчатого механизмаh и t - параметры сечения шпонки, определяемые по ГОСТу в зависимости от диаметра вала.

Из расчета на снятие находим Проектирование зубчатого механизма


Проектирование зубчатого механизма


Полная длина шпонки lк = lрв + в


5.2.2. Выбор подшипников качения.

Учитывая, что наклон зубьев колес является незначительным (Проектирование зубчатого механизма = 8,109), то можно принять шариковые радиальные подшипники, которые могут воспринимать кроме радиальной (Fr) и осевую нагрузку (Fa) при этом осевая нагрузка не должна быть больше 20% от неиспользуемой радиальной нагрузки


5.2.3. Эскизная компоновка редуктора.

Эскизную компоновку обычно поводят в два этапа. На первом этапе выявляются расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор для последующего определения опорных реакций и расчета валов на прочность подшипников качения. На втором этапе конструктивно оформляем основные элементы редуктора для последующей проверки прочности валов, шпонок и других деталей. Учитывая габариты редуктора, эскизная компоновка выполняется в масштабе 1:2 или 1:1.

Компоновка проводится на одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Учитывая все рекомендации, данные в литературе выполняем первый этап эскизной компоновки для узла тихоходного вала.


7. Расчет подшипника на долговечность


7.1. Рассмотрим реакции опор от сил, действующих в зацеплении:

от окружных сил F (в плоскости XZ)


Проектирование зубчатого механизмаFпр.вПроектирование зубчатого механизма+ d + e) - RFxПроектирование зубчатого механизмаa + d) - FtПроектирование зубчатого механизма = 0


Из данного уравнения выражаем RFx с учетом формулы для Ft.

Записываем сумму проекций сил на ось ОХ:


Проектирование зубчатого механизмаX = REx – Ft – RFx +Ft пр.в = 0


REx = Ft – RFx + Ft пр.в.


от радиальных сил Fr (в плоскости YZ)


Fr = Ft tg 20Проектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизма


Тогда Проектирование зубчатого механизма-Fпр.в Проектирование зубчатого механизмаa + d + e) + RFy Проектирование зубчатого механизмаa + d) – Fr Проектирование зубчатого механизма = 0

Из данного уравнения выражаем RFy

Сумма проекций сил на ось ОY:


Проектирование зубчатого механизмаY = RE – Fr – RFy +Fr пр.в


REy = -Fr + Ry – Fr пр.в


Суммарные радиальные реакции находятся по формулам:


RE = Проектирование зубчатого механизма


RF = Проектирование зубчатого механизма


7.2. Требуемый коэффициент работоспособности подшипников.

Подбор подшипников ведется по большей реакции:


С = 0,2 RF Kk K б(hПроектирование зубчатого механизма)0.3


где RF – большая из суммарных радиальных реакций

h – желаемый срок службы подшипника; принимаем равным 8000 часов

Кк – коэффициент кольца. Принимаем = 1

Кб – динамический коэффициент. Принимаем = 1,4

По данному коэффициенту работоспособности и диаметру вала подбираем подшипник.


7.3. Теоретический срок службы выбранного подшипника (h):


(hПроектирование зубчатого механизма


где С – требуемый коэффициент работоспособности подшипников

RF – большая из суммарных радиальных реакций

Кб – динамический коэффициент


8. Выбор муфты

9. Выбор посадок

10. Сборка узла тихоходного вала.

Проектирование зубчатого механизма


Рисунок 2. Эскизная компоновка вертикального редуктора


6. Расчет клиноременной передачи.


Исходные данные:

Р – мощность на входном валу

n1 = nac – число оборотов входного вала

Upn – передаточное число

E – коэффициент упругого скольжения ремня.


Требуется: рассчитать клиноременную передачу, работающую в различных нагрузочных режимах (рисунок 2) по данным таблицы.

Проектирование зубчатого механизмаРисунок 3. Схема ременной передачи.


Последовательность расчета.

На рисунке 4 приведена расчетная схема клиноременной передачи.

Проектирование зубчатого механизмаРисунок 4. Клиноременная передача.


Выбор типоразмера сечения ремня.

В зависимости от мощности и частоты вращения вала выбираем соответствующее сечение ремня, имеющее следующие параметры (см. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя)

вр – расчетная ширина ремняПроектирование зубчатого механизма

Т0 – высота ремня

Проектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизма


2. Передаваемый вращающий момент на входном валу передачи


Проектирование зубчатого механизма

Проектирование зубчатого механизма3. Расчетный диаметр меньшего шкива:

Диаметр шкива выбираем из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73

Проектирование зубчатого механизма4. Расчетный диаметр большого шкива:


5. Уточняем передаточное отношение:


Проектирование зубчатого механизма6. Межосевое расстояние ар следует принимать в интервале:

Проектирование зубчатого механизма

Т0 - высота сечения ремня,

принимаем аmaxПроектирование зубчатого механизмаарПроектирование зубчатого механизмааmin


7. Расчетная длина ремня


Проектирование зубчатого механизма

8. Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L.


Проектирование зубчатого механизма

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01L для увеличения напряжения ремней.

Проектирование зубчатого механизма9. Угол обхвата меньшего шкива:


10. Выбираем:

а) коэффициент динамичности и режима работ, учитывающий условия эксплуатации передачи – Ср > 1

б) коэффициент, учитывающий влияние длины ремня CL = 0.93

в) коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата Ca = 0.9

г) коэффициент, учитывающий число ремней в передаче CZ = 0.9

д) коэффициент материала См = 1

11. Число ремней в передаче:

Проектирование зубчатого механизма

где Ро - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

12. Напряжение ветвей одного клинового ремня:

Проектирование зубчатого механизма

13. Давление на валы определяется по формуле:

Проектирование зубчатого механизма

14. Ширина обода шкива:


Проектирование зубчатого механизма

е,f - параметры профиля канавок шкивов [Анурьев В.И. - таб.26,с.499]

Проектирование зубчатого механизмаСправочный материал:


Проектирование зубчатого механизмаПроектирование зубчатого механизма




Список рекомендуемой литературы:


1. Анурьев Е.С. Справочник конструктора-машиностроителя том 2. М.: Машиностроение, 1982 – 450 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991 – 383 с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1978 – 348 с.

4. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение 1984.

Похожие работы:

  1. • Проектирование и исследование механизма ...
  2. • Проектирование зубчатого и кулачкового механизмов
  3. • Проектирование механизмов двухцилиндрового ...
  4. • Проектирование и исследование механизмов ...
  5. • Силовой расчёт рычажного механизма
  6. • Проектирование роботехнических средств для поточных ...
  7. • Водяной насос
  8. • Проектирование механизмов поперечно-строгального ...
  9. • Механизм поперечно-строгального станка
  10. • Разработка кинематической схемы редуктора
  11. • Коэффициент трения при качении со скольжением.
  12. • Силовой расчёт механизмов
  13. •  ... и силовой анализ механизма. Синтез зубчатой передачи
  14. • Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический ...
  15. • Редуктор конический одноступенчатый прямозубый
  16. • Проектирование кулачковых механизмов
  17. • Зубчатые механизмы
  18. • Механизм зубчатой передачи
  19. • Проектирование и исследование механизмов шагового ...
Рефетека ру refoteka@gmail.com