Курсовой проект по деталям машин. Задание №3, вариант № 3 на тему: «Привода к цепному конвейеру»

МИНОБРНАУКИ РОССИИ
федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
"Ижевский государственный технический университет имени М. Т. Калашникова"
Факультет «Машиностроительный»
Кафедра «Системный анализ и управление качеством»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту
по дисциплине «Детали машин»
Задание №3, вариант № 3
на тему: «Привода к цепному конвейеру»

Ижевск, 2025

Содержание
Введение . 3
1. Техническое задание ………………………………………………………….4
2. Энергетический, силовой и кинематический расчеты привода. 5
2.1. Предварительный силовой расчет привода...……………………………...5
2.2. Выбор электродвигателя (Энергетический расчет)………………………..7
3. Расчет зубчатой передачи. 9
3.1.Расчет косозубой передачи…………………………………………………...9
4.Эскизное проектирование. 25
5.Конструирование зубчатых колес. 26
6.Определение размеров элементов корпуса редуктора………………………27
7.Конструирование зубчатых колес. 28
Список использованной литературы 29

Введение
Цель курсового проекта спроектировать привод к цепному конвейеру, включающего: электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический редуктор (редуктор – механизм, состоящий из зубчатых цилиндрический передач, служащий для передач движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу).
Поставленная цель решается посредством следующих задач:
- выбор электродвигателя и кинематический расчет привода;
- расчет зубчатой передачи;
- предварительный расчет валов.

Техническое задание
Привод к цепному конвейеру

Рис.1 Схема привода
Дополнительные требования
Исходные данные варианта.
Шаг цепи конвейера t=101,8 мм
Вариант 1 2 3 4 5 6 7 8
Скорость цепи v, м/с 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
Усиление на цепи F, кН 7,5 7.3 7,3 7.2 7.1 7,0 6,9 6.8
Число зубьев ведущей звездочки z1 13 14
Типовой режим нагружения I II III I II III II III

Энергетический, силовой и кинематический расчеты привода
Предварительный силовой расчет привода
Рассмотрим привод к цепному конвейеру, схема которого изображена в Таблице 1 с исходными данными:

Рис.2 Гистограмма нагружений
- усилие на цепиF, кН - 7.3;
- скорость цепиv, м/с - 0,5;
- шаг цепи t, мм - 101,8;
- число зубьев ведущей звездочкиz - 13.
- Типовой режим нагружения - III.
Для начала построим таблицу 2, чтобы вносить расчетные данные по приводу.
Таблица 2
Силовые и кинематические характеристики проектируемого привода
Мощность, P, кВт Крутящий момент, T, Н•м Число оборотов, n, об/мин Передаточное число, u кпд, η
Первая ступень 4.27 27 1500 6 0,94
Вторая ступень 3.97 278.68 250 6 0,93
Рабочий орган машины 23 1538.35 41.66 36 0,8556
В соответствии с исходными данными привода находим мощность на рабочем органе машины:
P_3=F∙v=7.3∙0,5=3.65 кВт
Находим момент на приводной звездочке:
T_зв=T_3=(F∙z∙t)/2π= (7.3•〖10〗^3∙13∙0,1018)/(2∙3,14)=1538.35Н∙м
Частота вращения n3 приводного вала привода равна:
n_зв=n_3=60v/(z∙t) = (60∙0,5)/(13∙0,1018) ≈ 23 об/мин.
Находим кпд. Для первой ступени привода:
η_1=η_м^1 〖∙η〗_п^1 〖∙η〗_(з.п.)^1=0,98∙0,99∙0,96=0,93 ,
где η_м^i η_п^j η_(з.п.)^k– кпд муфты, пары подшипников качения, зубчатой передачи соответственно.
Для второй ступени привода:
η_2=η_п^2 η_(з.п.)^1 η_м^1= 0,992•0,96•0,98 = 0,92.
Общий КПД привода равен:
η_общ=η_3=η_1 η_2= 0,93•0,92 ≈ 0,8556.
Мощность на второй ступени равна:
P_2=P_3/η_2 =3.65/0,92= 3,97 кВт.
Мощность на первой ступени (на валу электродвигателя) равна:
P_1=P_2/η_1 =3,97/0,93 = 4,27 кВт.
Проверим:
P_1=P_3/η_общ =3.65/0,8556 = 4.27 кВт.
Найдем оптимальное общее передаточное число привода по формуле:
u_1=P_3/η_общ =3.65/0,8556
Крутящие моменты и частота вращения:
T_1=9555×P_1/n_1 =9555×4.24/1500≈27Н•м.
T_2=1538.42/(6×0.92)=278.68 Н•м.

Действительная частота вращения промежуточного вала:
n_2=n_1/u_1 =1500/6≈250 об/мин.
Находим ориентировочную частоту вращения вала двигателя:
n_3=n_1/u_ред =1500/36≈41.66 об/мин.
Найдем оптимальное общее передаточное число привода:

2.2 Выбор электродвигателя (Энергетический расчет)
Для выбора двигателя необходимо знать параметры электродвигателя и передаточные числа механического привода. В настоящее время в промышленности получили распространение двигатели постоянного и переменного тока. Двигатели постоянного тока могут быть синхронными и асинхронными. Двигатели переменного тока могут быть синхронными и асинхронными. Двигатели асинхронных двигателей имеют широкий диапазон. Если эти изменения не влияют на работу машины, то асинхронные двигатели могут быть с постоянной частотой вращения, независимо от нагрузки. У двигателей асинхронных двигателей могут быть 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин. Назначение частоты вращения должно быть с экономической точки зрения.
η_общ=n_3×u_общ=41.66×36= 1500.012

В приводах рекомендуется использовать двигатели с синхронной частотой вращения 1000 или 1500 об/мин, так как чем меньше частота вращения двигателя, тем больше он по размерам, а при больших частотах вращения первая передача в приводе получается весьма быстроходной, и при её проектировании необходимо учитывать некоторые особенности, в частности, отсутствие недопустимых колебаний. К общим техническим условиям скорости вращения входного вала не должна превышать 1800 об/мин.
По полученной мощности на валу P1 и частоте вращения n1 можно выбрать тип двигателя. При этом частота вращения выбирается ближайшей, но при этом как и указывалось выше следует предусматривать применения с синхронной частотой вращения 1000 или 1500 об/мин. Мощность выбранного АД не должна быть меньше полученной из расчета мощности больше чем на 5%. Из всех выпускаемых АД следует использовать двигатели последней серии 4А или АИР. Для нашего варианта подходит АД 4А112М4У3 Кn = 2.0
Габаритные установочные и присоединительные размеры выбранного АД принимают согласно ГОСТ 18709-73.
Габаритные размеры,мм
l_30=452 h_31=310 d_30=260
Установочные присоединительные размеры,мм
l_1=80 l_10=140 l_31=70 d_1=32 b_10=190 h=112
Масса = 56 кг

Расчет зубчатой передачи
3.1 Расчет косозубой передачи
Таблица 3. Исходные данные для расчета косозубой передачи.
Наименование параметра Значение
Мощность на валу-шестерне P_1, кВт 4.27
Частота вращения шестерни n_1, об/мин 1500
Частота вращения зубчатого колеса n_2, об/мин 250
Крутящий момент на валу-шестерне T_1,Н*м
27

Выбор материалов и способа улучшения:
Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40ХН, термообработка: для шестерни – закалка до твердости поверхности 48…54 HRC:
твердость шестерни HB_1=50HRC=485HB;
предел прочности σ_B1=800 МПа;
предел текучести σ_T1=1400 МПа.
Для колеса – улучшение до твердости 100…300HB:
твердость колеса HB_2=250HB;
предел прочности σ_B2=800 МПа;
предел текучести σ_T2=580 МПа.
Определение допускаемых контактных напряжений:
Время работы передачи:
t=365*24K_C K_Г=365*24*0,67*0,7=1402 ч.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ_H ]=σ_Hlim/S_H Z_N Z_R Z_V,
где σ_Hlim1- предел контактной выносливости шестерни;
σ_Hlim2- предел контактной выносливости колеса;
σ_Hlim1=17HRC+200=17*50+200=1050 МПа;
σ_Hlim2=2HB_2+70=2*285+70=570 МПа;
S_H- коэффициент безопасности (S_H1=1,3;S_H2=1,2);
Z_R- коэффициент шероховатости поверхности (Z_R=1);
Z_V- коэффициент окружной скорости (Z_V=1);
Z_N- коэффициент долговечности;
Z_N=√(6&N_HG/N_HE ),
где N_HG- базовое число циклов;
N_HG=HB^3≤12*〖10〗^7;
N_HG1=〖485〗^3=114*〖10〗^6- циклов для шестерни;
N_HG2=〖250〗^3=15.6*〖10〗^6- циклов для колеса;
N_HE- эквивалентное число циклов;
N_HE1=60n_1 te_H;
N_HE1=60*1500*1402*0,375=47,32*〖10〗^6- циклов для шестерни;
N_HE2=N_HE1/U;
N_HE2=47.32/4,5*〖10〗^6=10.5*〖10〗^6- циклов для колеса;
Z_N1=√(6&(114*〖10〗^6)/(15.6*〖10〗^6 ))=1,39;
Z_N2=√(6&(23,15*〖10〗^6)/(10.5*〖10〗^6 ))=1,2;
[σ_H ]_1=(1050*1*1*1,39)/1,3=1122.69 МПа;
[σ_H ]_2=(570*1*1*1,2)/1,2=570 МПа;
где [σ_H ]_1- контактное напряжение для шестерни;
[σ_H ]_2- контактное напряжение для колеса;
Для косозубых колес:
[σ_H ]=0,45([σ_H ]_1+[σ_H ]_2 )≤1,25[σ_H ]_min;
[σ_H ]=0,45(1122.69+570)=761,71 МПа≤765,94 МПа.
Проектный расчет передачи:
Межосевое расстояние:
a_w=K_a (U_Б+1) ∛((T_1 K_H)/([σ_H ]^2 U_Б Ψ_a )),
где коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния для шевронных колес (Ψ_a=0,4);
K_a- коэффициент для косозубых передач (K_a=410);
K_H- коэффициент нагрузки (K_H=1,4);
a_w=410(6+1) ∛((27*1,4)/(〖761,71〗^2*4,5*0,4))=94.93 мм;
Принимаем a_w=100 мм.
Ориентировочно определяем значение модуля:
m=(0,01…0,02) a_w=1…2;
По стандарту принимаем m=2.
Число зубьев шестерни:
z_1=(2a_w cosβ)/m(U_Б+1) ,
где β- угол наклона зубьев, принимаем β=20°;
z_1=(2*100cos20°)/2(6+1) ≈14.
Число зубьев колеса:
z_2=U_Б z_1=6*14≈84.
Угол наклона зуба по межосевому расстоянию:
β=arcos(m(z_1+z_2 )/〖2a〗_w )=arcos((2(14+84))/(2*100))=12°.
Делительный диаметр:
d_1=(mz_1)/cosβ=(2*14)/(cos20°)=28.43мм;
d_2=(mz_2)/cosβ=(1,5*84)/(cos12°)=171.75 мм.
Проверка межосевого расстояния:
a_w=(d_1+d_2)/2=(28.43+171.75)/2=100.09 мм.
Диаметры выступов:
d_a1=d_1+2m=28.43+2*2=32.43 мм;
d_a2=d_2+2m=171.75+2*2=175.75 мм.
Диаметры впадин:
d_f1=d_1-2,5m=32.43-2,5*2=27.43 мм;
d_f2=d_2-2,5m=175.75-2,5*2=170.75 мм.
Ширина колеса:
b_2=ψ_ba a_w=0,4*100=25 мм.
Проверочный расчет на контактную прочность:
Коэффициент осевого перекрытия:
ε_β=(b_w sinβ)/πm=(25sin12°)/(3,14*2)=1.22>1,1;
Коэффициент торцевого перекрытия:
ε_α=[1,88-3,2(1/z_1 +1/z_2 )]cosβ=[1,88-3,2(1/14+1/84)]cos12°=1,58.
Окружная скорость:
V=(πd_1 n_1)/(60*〖10〗^3 )=(3,14*28.43*1500)/(60*〖10〗^3 )=2,23 м/с.
Коэффициент расчетной нагрузки:
K_H=K_Hv K_Hβ K_Hα,
где K_Hv- коэффициент динамической нагрузки (K_Hv=1,02);
K_Hβ- коэффициент концентрации нагрузки (K_Hβ=1,3);
K_Hα- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по парам зубьев (K_Hα=1);
K_H=1,02*1,3*1=1,326.
Контактные напряжения:
σ_H=190Z_H Z_ε √((F_t K_H)/(b_w2 d_w1 )*(U_Б+1)/U_Б )≤[σ_H ],
где Z_H- коэффициент сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (Z_H=2,43);
Z_ε- коэффициент суммарной длину контактных линий;
Z_ε=√(1/ε_α )=√(1/1,58)=0,79.
Окружная сила:
F_t=(2T_1*〖10〗^3)/d_1 =(2*27*〖10〗^3)/28.43=1899 МПа;
Контактная прочность:
σ_H=190*2,43*0,79√((1899 *1,326)/(25*28.43)*(6+1)/6)=741.54 МПа.
Так как σ_H=741.54 МПа<[σ_H ]=761,71 МПа, контактная прочность достаточна.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе:
Допускаемые напряжения изгиба:
[σ]_F=σ_Flim/S_F Y_R Y_X Y_δ Y_A Y_N,
где Y_A- коэффициент двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивной передачи (Y_A=1);
Y_X- масштабный фактор;
Y_X1=1,05-0,005=1,045;
Y_X2=1,03-0,006=1,024;
Y_δ- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения;
Y_δ=1,082-0,172lgm=1,03;
Y_R-коэффициент шероховатости поверхности (Y_R=1);
σ_Flim1- предел выносливости при изгибе (σ_Flim1=751,51 МПа);
σ_Flim2=1,75HB_2=1,75*285=498,75 МПа.
Коэффициент безопасности:
S_F1=S_F2=1,7.
Базовое число циклов:
N_FG1=N_FG2=4*〖10〗^6 циклов.
Коэффициент эквивалентности:
e_F=0,301.
Эквивалентное число циклов:
N_FE1=60n_1 te_F;
N_FE1=60*1500*0,301*1402=37.98*〖10〗^6 циклов;
N_FE2=N_FE1/U_Б =37.98/6*〖10〗^6=6.33*〖10〗^6 циклов.
Коэффициент долговечности:
Y_N=√(6&N_FG/N_FE );
Y_N1=√(6&(4*〖10〗^6)/(37.98*〖10〗^6 ))=0,69;
Принимаем Y_N1=1;
Y_N2=√(6&(4*〖10〗^6)/(6.33*〖10〗^6 ))=0.93;
Приминаем Y_N2=1.
Допускаемое напряжение изгиба:
[σ_F ]=σ_Flim/S_F Y_N Y_A Y_R Y_X Y_δ;
[σ_F ]_1=1050/1,7*1,045*1,03=664.8 МПа;
[σ_F ]_2=570/1,7*1*1,024*1,03=353.64 МПа.
Определение напряжений изгиба:
Условие прочности при проверке на выносливость по напряжениям изгиба:
σ_F=(F_t K_F)/(b_w m) Y_FS Y_β Y_ε≤[σ]_F,
где Y_FS- коэффициент формы зуба;
Y_FS=3,47+13,2/z_V -27,9 x/z_V +0,092x^2,
где x- коэффициент смещения (x=0);
z_V- эквивалентное число зубьев;
z_V1=40/cos^3⁡β =40/cos^3⁡〖20°〗 =48.2;
z_V2=171.75/cos^3⁡〖12°〗 =183.52;
Y_FS1=3,47+13,2/48.2=3,74;
Y_FS2=3,47+13,2/183.52=3,54;
Y_β- коэффициент влияния угла наклона зуба;
Y_β=1-ε_β β/(120°)=0,732≥0,7;
Y_ε- коэффициент перекрытия зубьев;
Y_ε=1/ε_α =1/1,58=0,63;
K_F- коэффициент нагрузки;
K_F=K_FV K_Fβ K_Fα,
K_Fα- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по парам зубьев (K_Fα=1);
K_FV- коэффициент динамической нагрузки, принимаем
(K_FV=1,04);
K_F=1,04*1,105=1,15;
Напряжения изгиба для колеса:
σ_F=(1899*1,15)/(25*2)*3,68*0,63*0,732=74.12 МПа;
Так как σ_F=74.12 МПа<[σ_F ]=664.8 МПа, изгибная прочность достаточна.
Проверочный расчет при перегрузках:
Допускаемые напряжения для проверки статической прочности при перегрузках по контактным напряжениям:
Для шестерни:
[σ_H ]_max=44HRC=44*50=2200 МПа;
[σ_H ]_max=2,8σ_T;
[σ_H ]_max=2,8*580=1624 МПа;
Для колеса:
[σ_F ]_max=0,8σ_T;
[σ_F ]_max1=0,8*1400=1120 МПа;
[σ_F ]_max2=0,8*580=464 МПа.

Максимальные контактные напряжения:
σ_(H.max)=σ_H √(T_max/T_HOM ),
T_max/T_HOM =2,2;
σ_(H.max)=595,12√2,2=882,7 МПа<[σ_(H.max) ].
Максимальное напряжение изгиба:
σ_(F.max)=σ_F T_max/T_HOM ;
σ_(F.max)=74.12*2,2=163.064 МПа<[σ_(F.max) ].
Изгибная и контактная прочность при перегрузках достаточна.
Силы в зацеплении:
F_t=1899 H- окружная сила;
F_a=F_t tgβ=2250tg12°=478.3 H- осевая сила;
F_r=F_t tgα/cosβ=2250tg20°/cos12°=508.94 H- радиальная сила.

Расчет прямозубой передачи
Таблица 4. Исходные данные для расчета прямозубой передачи.
Наименование параметра Значение
Мощность на валу-шестерне P_2, кВт 3,97
Частота вращения шестерни n_1, об/мин 1500
Частота вращения зубчатого колеса n_2, об/мин 250
Крутящий момент на валу-шестерне T_2,Н*м
278.68

Выбор материалов и способа улучшения:
Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40ХН, термообработка: для шестерни – закалка до твердости поверхности 48…54 HRC:
твердость шестерни HB_1=400HB;
предел прочности σ_B2=850 МПа;
предел текучести σ_T2=600 МПа.
Для колеса – улучшение до твердости 100…300HB:
твердость колеса HB_2=300HB;
предел прочности σ_B2=850 МПа;
предел текучести σ_T2=600 МПа.
Определение допускаемых контактных напряжений:
Время работы передачи:
t=365*24K_C K_Г=365*24*0,67*0,7=1402 ч.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ_H ]=σ_Hlim/S_H Z_N Z_R Z_V,
σ_Hlim1=2HB_1+70=2*400+70=870 МПа;
σ_Hlim2=2HB_2+70=2*300+70=670 МПа;

Базовое число циклов:
N_HG=HB^3≤12*〖10〗^7;
N_HG1=〖400〗^2=64*〖10〗^6- циклов для шестерни;
N_HG2=〖300〗^3=27*〖10〗^6- циклов для колеса;
N_HE1=60n_2 te_H;
N_HE1=60*250*1402*0,375=7.9*〖10〗^6- циклов для шестерни;
N_HE2=N_HE1/U;
N_HE2=7,9/6*〖10〗^6=1,32*〖10〗^6- циклов для колеса;
Коэффициент долговечности:
Z_N1=√(6&(64*〖10〗^6)/(7.9*〖10〗^6 ))=1,42;
Z_N2=√(6&(27*〖10〗^6)/(1,32*〖10〗^6 ))=1,65.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ_H ]_1=870/1,2*1,42=1029.5 МПа;
[σ_H ]_2=670/1,2*1,65 =921.25 МПа.
Для прямозубых колес:
[σ_H ]=[σ_H ]_min;
[σ_H ]=921.25 МПа.
Проектный расчет передачи:
Межосевое расстояние:
a_w=K_a (U_Т+1) ∛((T_2 K_H)/([σ_H ]^2 U_Т Ψ_a )),
a_w=410(6+1) ∛((278.68*1,4)/(〖921.25〗^2*6*0,4))=165.43 мм;
Принимаем a_w=170мм.
Ориентировочно определяем значение модуля:
m=(0,01…0,02) a_w=1.7…3.4;
По стандарту принимаем m=3.
Число зубьев шестерни:
z_1=(2a_w)/m(U_T+1) ,
z_1=(2*170)/3(6+1) ≈17.
Число зубьев колеса:
z_2=U_T z_1=6*17≈102.
Делительный диаметр:
d_3=mz_1=3*17=51 мм;
d_4=mz_2=3*102=306 мм.

Проверка межосевого расстояния:
a_w=(d_1+d_2)/2=(51+306)/2=178.5 мм.
Диаметры выступов:
d_a3=d_3+2m=51+2*3=57 мм;
d_a4=d_4+2m=306+2*3=312 мм.
Диаметры впадин:
d_f1=d_3-2,5m=51-2,5*3=43.5 мм;
d_f2=d_4-2,5m=306-2,5*3=298.5 мм.
Ширина колеса:
b_2=ψ_ba a_w=0,4*170=68мм.
Проверочный расчет на контактную прочность:
Коэффициент торцевого перекрытия:
ε_α=[1,88-3,2(1/z_1 +1/z_2 )]=[1,88-3,2(1/17+1/102)]=1,69.
Окружная скорость:
V=(πd_1 n_2)/(60*〖10〗^3 )=(3,14*60*250)/(60*〖10〗^3 )=0,69 м/с.
Коэффициент расчетной нагрузки:
K_H=K_Hv K_Hβ K_Hα,
K_H=1,05*1,2*1=1,26.
Контактные напряжения:
σ_H=190Z_H Z_ε √((F_t K_H)/(b_w2 d_w1 )*(U_Б+1)/U_Б )≤[σ_H ],
Z_ε=√(1/ε_α )=√(1/1,69)=0,77.
Окружная сила:
F_t=(2T_2*〖10〗^3)/d_1 =(2*278.68*〖10〗^3)/60=9 289.33 МПа;
Контактная прочность:
σ_H=190*2,43*0,77√((9 289.33*1,26)/(68*51)*(6+1)/6)=592.27 МПа.
Так как σ_H=705 МПа<[σ_H ]=921.25 МПа, контактная прочность достаточна.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе:
Допускаемые напряжения изгиба:
[σ]_F=σ_Flim/S_F Y_R Y_X Y_δ Y_A Y_N,
Y_X1=1,03-0,005*3=1,012;
Y_X2=1,03-0,006*3=1,012;
Y_δ=1,082-0,172lgm=1;
σ_Flim2=1,75HB_2=1,75*400=700 МПа.
σ_Flim2=1,75HB_2=1,75*300=525 МПа.
Коэффициент безопасности:
S_F1=S_F2=1,7.
Базовое число циклов:
N_FG1=N_FG2=4*〖10〗^6 циклов.
Коэффициент эквивалентности:
e_F=0,309.
Эквивалентное число циклов:
N_FE1=60n_1 te_F;
N_FE1=60*1500*0,309*1402=39*〖10〗^6 циклов;
N_FE2=N_FE1/U_т =39/6*〖10〗^6=6.5*〖10〗^6 циклов.
Коэффициент долговечности:
Y_N=√(6&N_FG/N_FE );
Y_N1=√(6&(4*〖10〗^6)/(39*〖10〗^6 ))=0,68;
Принимаем Y_N1=1;
Y_N2=√(6&(4*〖10〗^6)/(6.5*〖10〗^6 ))=0,92;
Приминаем Y_N2=1.
Допускаемое напряжение изгиба:
[σ_F ]=σ_Flim/S_F Y_N Y_A Y_R Y_X Y_δ;
[σ_F ]_1=700/1,7*1,012=416.71 МПа;
[σ_F ]_2=525/1,7*1,012=312.53 МПа.

Определение напряжений изгиба:
Условие прочности при проверке на выносливость по напряжениям изгиба:
σ_F=(F_t K_F)/(b_w m) Y_FS Y_β Y_ε≤[σ]_F,
Y_FS=3,47+13,2/z_V -27,9 x/z_V +0,092x^2,
Y_FS1=3,47+13,2/17=4,23;
Y_FS2=3,47+13,2/102=3,6;
K_F=K_FV K_Fβ K_Fα,
K_F=1,02*1,1=1,12;
Напряжения изгиба для колеса:
σ_F=(9289.88*1,12)/(68*3)*4,23*0,77=166 МПа;
Так как σ_F=166 МПа<[σ_F ]=312.53 МПа, изгибная прочность достаточна.
Проверочный расчет при перегрузках:
Допускаемые напряжения для проверки статической прочности при перегрузках по контактным напряжениям:
Для шестерни:
[σ_H ]_max=2,8σ_T;
[σ_H ]_max=2,8*600=1680 МПа;
Для колеса:
[σ_F ]_max=0,8σ_T;
[σ_F ]_max1=0,8*600=480 МПа.
Максимальные контактные напряжения:
σ_(H.max)=σ_H √(T_max/T_HOM ),
T_max/T_HOM =2,2;
σ_(H.max)=592.27√2,2=878.49 МПа<[σ_(H.max) ].
Максимальное напряжение изгиба:
σ_(F.max)=σ_F T_max/T_HOM ;
σ_(F.max)=166*2,2=365.2 МПа<[σ_(F.max) ].
Изгибная и контактная прочность при перегрузках достаточна.
Силы в зацеплении:
F_t=9289.88 H- окружная сила;
F_r=F_t tgα=9289.88*tg12°=1974.62 H- радиальная сила.

3. Эскизное проектирование
Расчет проводится с данными и формулами и источниками [4]
Быстроходный вал:
d≥(7…8) ∛(Т_Б )=7∛27=21
d_П≥d+2t_(кон )=21+2×1.8=24.6 принимаем d_П=25мм
d_БП≥d_П+2r=25+3×2=31 мм принимаем d_БП=31мм
Промежуточный вал:
d_к≥(6…7) ∛(Т_ПР )=6×∛278.68=39.19 мм принимаем d_к=40 мм
d_БK≥d_к+3f=40+3×1.2=44.2 мм принимаем d_БК=45мм
d_П≥d_к-3r=40- 3×2.5=32.5 мм принимаем d_П=33мм
d_БП≥d_П+3r=33+3×2.5=40.5 мм принимаем d_БП=41мм
Тихоходный вал:
d≥(5…6) ∛(Т_Т )=5∛1538.35=57.72 ммпринимаем d=58 мм
d_П≥d+2t_(кон )=58+2×2.5=63 принимаем d_П=65мм
d_БП≥d_П+3r=63+3×3=70.5 мм принимаем d_БП=72мм
Расстояние между деталями передач
Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:
L= a_w+0.5×(d_a3+d_a4 )=170+0.5×(57+312)=354.5 мм
Зазор между колесами и стенками корпуса:
а= ∛L+3=∛354.5+3=10.07 мм принимаем а=11 мм
Расстояние между торцевыми поверхностями колес:
с= (0.3…0.5)×а=0.4×11=4.4 мм
Предварительно выбираем шариковые радиальные, однорядные подшипники. Первоначально легкой серии. Установку подшипников возьмем по схеме враспор.
Размеры других участков валов
Входной вал с коническим концом:
- длина посадочного конца:
l_МБ= 1.5×d=1.5×21=31.5 мм Примем l_МБ=32 мм
- длина цилиндрического участка конического конца
0.15×d=0.15 ×21=3.15 мм
Диаметр d_р и длина l_р резьбы
d_р=0.9×(d-0.1×l_МБ )=0.9×(21-0.1×32)= 16.02 мм, стандартное значение d_р=М16×1.5; l_р=1.2×d_р=1.2 ×16=19.2
Длина промежуточного участка:
l_КБ=1.4×d_p=1.4×25=35 мм
2) Для прямозубой передачи:
Выходной вал с коническим концом:
- длина посадочного конца
l_МБ= 1.5×d=1.5×58=87 мм Примем l_МБ=90 мм
- длина цилиндрического участка конического конца
0.15×d=0.15 ×58=8.7мм
Диаметр d_р и длина l_р резьбы
d_р=0.9×(d-0.1×l_МБ )=0.9×(58-0.1×90)= 44.1 мм, стандартное значение d_р=М33×1.5; l_р=1.2×d_р=1.2 ×33=39.6=40 мм
Длина промежуточного участка:
l_КБ=1.4×d_p=1.4×65=91 мм

4. Конструирование зубчатых колес
Быстроходная передача
Длина ступицы:
l_ст=(0.8…1.5)d=0.8×31=24.8
d – диаметр посадочного отверстия d = 31 мм
Диаметр ступицы:
d_ст=1.5 ×d=1.5×31=46.5
Ширина торцов зубчатого венца:
S=2.2m +0.05b=2.2×2+0.05×25=5.65 мм принимаем S=6мм
Толщина диска:
С=0.4b =0.4×25=10 мм принимаем C=10 мм
Радиусы закруглений R принимают большее 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°
Тихоходная передача
Длина ступицы:
l_ст=(0.8…1.5)d=0.8×72=57.6
d – диаметр посадочного отверстия d = 72 мм
Диаметр ступицы:
d_ст=1.5 ×d=1.5×72=108
Ширина торцов зубчатого венца:
S=2.2m +0.05b=2.2×3+0.05×68=10 мм принимаем S=10мм
Толщина диска:
С=0.4b =0.4×68=27.2 мм принимаем C=10 мм
Радиусы закруглений R принимают большее 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°

5. Определение размеров элементов корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора определяется в зависимости от величины
δ=1.3×∜(〖 T〗_вых )=1.3×∜1538.35=8.14=9мм
Толщина стенки крышки корпуса редуктора
δ=δ_1=0.9×9=8.1=9мм
Диаметры приливов под подшипники, если крышки закладные.
Dn = 1,250 + 57 = 58.250мм
Толщина фланца корпуса
b = 1.5*9 = 1,35 мм
Толщина фланца крышки
b = 1.5*9 = 13,5 мм
Диаметр фундаментных болтов
d_1=(0.03…0.36)×a_w=(0.03…0.36)×170+13.5= 17.6принимаем d1 = 18 мм
Диаметры болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки
d_1=(0.5…0.6)×d_1=0.5×18=9мм
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек
d_1=(0.7…0.75)×d_1=0.7×18=12.6мм
Толщина ребер корпуса
С_1=(0,8...1)×δ=1×9= 9мм
Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку

〖d 〗_4= (0.3...0,4),= 0,3×18= 5.4мм
Фиксирование крышки относительно корпуса.
〖d 〗_иоп= (0.3...0,4),= 0,7×13.22=9.254мм принимаем 〖d 〗_иоп=10мм
Диаметр винтов крепления крышки〖d 〗_иоп= 1.25×∛1538.35=14.42

6. Подбор и расчет муфт
На входной вал двигателя устанавливаем муфту комбинированную упруго предохранительную
Расчет упругой втулочно-пальцевой муфты
Передаваемый крутящей момент – T = 27 Н*м
По справочнику выбираем число пальцев:
Число пальцев: z = 6
Наружный диаметр муфты: D = 100 мм
Диаметр окружности расположения пальцев D0 = 72мм;
Диаметр пальца: dп= 10 мм;
Длина упругого элемента lВТ = 15 мм;
Расстояние между полумуфтами: С = 4мм;
Проверка упругих элементов на смятие:
σ_F=(2×T_k)/(z×D_(0×)×d_П×l_ВТ )=(2×36)/(6×0.072×0.01×0.015)=1.11≤[σ]_см
[σ]_см=2МПа-допускаемое напряжение смятия
Проверка пальцев на изгиб
σ_F=(2×Т×(0.5×l_ВТ+С))/(z×D_(0×)×0.1×d_П^3 )=(2×27×(0.5×15+0.004))/(6×0.072×0.01×〖0.01〗^3 )=9.38 МПа≤[σ]_и
[σ]_и=0,5×435=217.5 Мпа – допускаемое напряжение изгиба. На выходной вал для передачи вращения от редуктора к испольнительным органам домкрата устанавливаем муфту компенсирующую и втулочно-пальцевую, ГОСТ 21424-93.

Список использованной литературы
1. Леликов, О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин: конспект лекций по курсу «Детали машин» / О.П. Леликов. – 2-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2004. – 439, [1] с.: ил., схемы.
2. Голубков Н.С. Комплекс №1.– «Детали машин». – Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2004. - 28с.: ил.
3. Дунаев, П.Ф. Детали машин: курсовое проектирование: учеб. пособие для сред. проф. образования / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – Изд. 5-е, доп. – М.: Машиностроение, 2007. – 559 с.
4. Иванов, М.Н. Детали машин: учебник для вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – Изд. 11-е, перераб. – М.: Высшая школа, 2007. – 407 с.: ил.
5. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 2. – 8-е изд., перераб. и доп.– М.: Машиностроение, 2001. – 901с., ил.