Вступ

Для студентів курсовий проект з “ Деталей машин “ є першою самостійною розрахунково-конструкторською роботою, яка практично синтезує набуті знання і навички не тільки з курсу “ Деталі машин “ , а й з інших загально технічних і фізико – математичних дисциплін.

Мета курсового проектування – прищепити студентам навички практичного розрахунку і конструювання деталей і складальних одиниць механічних приводів, а також підготувати їх до виконання курсових проектів з спеціальних дисциплін, дипломного проектування і наступної виробничої роботи. Студентам необхідно продемонструвати вміння користуватися технічною і довідковою літературою та самостійно правильно приймати технічні рішення.

Завдання на курсове проектування складається з кінематичної схеми привода до конкретного обладнання. В свою чергу привод складається з електродвигуна, редуктора: зубчастого або черв’ячного, ( в нашому випадку зубчастого), і деяких механічних передач. Для веденого вала привода задається потужність Р(кВт) і частота обертання n (хв.^-1 ).

При проектуванні приводу студенти виконують кінематичні розрахунки, визначають сили, що діють на деталі, виконують розрахунки виробів на міцність, розв’язують питання , пов’язані з виробом матеріалів та найбільш технологічних форм деталей. Студенти знайомляться з діючими стандартами, довідковою літературою, набувають навиків користування ними при виборі конструкцій і розмірів деталей, а також при виконанні робочої конструкторської документації.

Редуктором називається механізм, який складається з зубчастих чи черв’ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості і відповідно збільшення крутного моменту веденого вала по відношенню до ведучого. В нашому випадку розрахунки вестимемо для конусного редуктора.

2. Кінематичний і силовий розрахунки приводу

2.1. Кінематична схема приводу

N_дв=7,5 кВт

N_дв=970 об/хв

2.2.Визначаю потужність на вихідному валу барабана транспортера

F = 1,2 кН - тягове зусилля транспортера.

V = 4,3 м/с - робоча швидкість транспортера.

Р_в = 5,16 кВт - потужність на виході приводу.

2.3.Визначаю загальний коефіцієнт корисної дії привода

= 0,98 ∙ 0,96 ∙ 0,94 ∙ 0,99³ = 0,85.

η₁ = 0,98 – ККД з’єднувальної муфти; табл.Д1[1]

η₂= 0,96 – ККД зубчастої або черв’ячної передачі;

η₃ = 0,94 – ККД ланцюгової передачі;

η₄ = 0,99 – ККД пари підшипників кочення;

2.4. Необхідна потужність електродвигуна

2.5. Частота обертання вихідного вала.

2.6. Орієнтовне передаточне число привода

Приймаємо орієнтовне передаточне число редуктора

i₁ =2,0 - передаточне число зубчатої передачі

i₂ =2,0 - передаточне число ланцюгової передачі (табл.Д2[1])

2.7. Необхідне частота обертання вала електродвигуна

2.8. Приймаю трьохфазний асинхронний двигун 132М6 (Таб.19.27[2]) N_дв=7,5 кВт – потужність двигуна

n_дв=970 об/хв. – число обертів

2.9. Визначаю дійсне передаточне число привода

2.10. Приймаємо передаточне число редуктора із стандартного ряду

i_p=2.0

2.11. Передаточне число ланцюгової передачі

2.12. Кутова швидкість ведучого валу приводу:

рад/с

2.13. Обертовий момент на ведучому валу редуктора

2.14. Обертовий момент на веденому валу редуктора

3. Розрахунок конусної зубчастої передачі

3.1. Приймаємо матеріал шестерні і зубчастого колеса.

Для виготовлення шестерні приймаю конструкційну сталь 45, термообробка – поліпшення.

σ_в = 780 МПа НВ = 230 (табл. Д3[1])

Для виготовлення зубчастого колеса приймаю конструкційну

cталь 45, термообробка - нормалізація.

σ_в = 570 МПа НВ =190

3.2. Допустиме контактне напруження

σ_Hlim – межа контактної витривалості матеріалу колеса.

σ_2Hlim = 2·НВ + 70 = 2 ∙ 190 + 70 = 450 МПа

K_HL – коефіцієнт довговічності, при тривалій роботі редуктора

[S_H] – коефіцієнт безпечності роботи;

K_HL= 1;

[S_H]=1,2.

3.3. Орієнтовний коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу

навантаження по довжині зуба колеса.

К_Нβ = 1,3

3.4. Коефіцієнт ширини зуба колеса

Ψ_вre = 0,285

3.5. Зовнішній ділильний діаметр колеса

Із стандартного ряду приймаю d_e2 = 160мм.

3.6.Число зубів шестерні Z₁ = 25

Число зубів колеса Z₂ = Z₁ ∙ i_p = 25 ∙2 = 50мм

3.7. Зовнішній коловий модуль

3.8. Кути ділильних конусів

3.9. Основні розміри шестерень і колес

Середня конусна відстань

Довжина зуба

Приймаю b = 26

Зовнішній ділильний діаметр шестерні

Середній ділильний діаметр шестерні

Середній ділильний діаметр зубчатого колеса

Зовнішня висота зубів.

мм

Зовнішня висота головки зуба.

мм

Зовнішні діаметри вершин зубів шестерні і колеса.

Зовнішня висота ніжки зуба.

мм

Зовнішні діаметри впадин зубів шестерні і колеса.

Середній коловий модуль прямозубих коліс.

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру.

3.10. Колова швидкість зубчастих коліс та ступінь точності передачі

Приймаю ступінь точності передачі – 7 (табл. Д4[1])

3.11. Коефіцієнт навантаження

К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нv = 1,04∙1.0∙1,05=1,09

К_Нβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу

навантаження по довжині зуба колеса (табл. Д5 [1]).

К_Нα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження

між зубами колеса (табл. Д7[1]).

К_Нv – динамічний коефіцієнт, який залежить від колової швидкості

передачі (табл. Д8[1]).

3.12. Перевірка міцності зубчастого зачеплення за контактними напруженнями

Визначимо недовантаження зубчатого зачеплення

9% - недовантаження, таким чином контактна міцність зубів забезпечена

3.13. Сили , що діють в зачепленні

Радіальна сила для шестерні, яка дорівнює осьовій силі для колеса

Осьова сила для шестерні, яка дорівнює радіальній силі для колеса

3.14. Допустиме напруження на згинання зубів

σ_Flim – межа витривалості матеріалу коліс на згинання:

для нормалізованих та поліпшених сталей:

σ_Flim = 1,8·НВ (МПа);

[S_F] – коефіцієнт безпечності роботи: для коліс з нормалізованих та поліпшених сталей та після поверхневого гартування

[S_F] = 1,75.

3.15. Коефіцієнт, що враховує форму зубів Y_{F 1}=3.9 _, Y_{F 1}= 3.6 (табл. Д10[1]).

Розрахуємо співвідношення

3.16. Коефіцієнт навантаження

(табл.Д9[1])

К_Fβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження

К_Fv – динамічний коефіцієнт при визначенні міцності на згин

3.17. Перевірка міцності зубів за напруженнями згину для прямозубих

передач

Таким чином міцність зубів на згинання забезпечена