Введение

Правила проектирования и оформления конструкторской документации устанавливают четыре стадии ее разработки: техническое задание, эскизный проект, технический проект, рабочая документация. Курсовой проект по технической механике представляется в виде пояснительной записки, сборочного чертежа редуктора, чертежа конического зубчатого колеса и тихоходного вала.

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора привода цепного конвейера.

Приводное устройство включает в себя двигатель, цепную муфту, конический редуктор, цепную передачу и приводной вал.

Исходными данными для проектирования являются: мощность на ведомом валу привода P_B = 2,4 кВт; число оборотов ведомого вала привода

n_B = 90 об/мин; угол наклона цепной передачи =60град; срок службы привода =6лет.

Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу рабочей машины, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацепления и подшипников.

Основные требования, предъявляемые к создаваемому приводу: надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

1 Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1.1.1 Определяем срок службы (ресурс) привода ,ч, приняв время простоя машинного агрегата 15% ресурса, по формуле

ч,

где - срок службы привода, лет;

- продолжительность смены, ч;

- число смен.

1.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле

,

где = 0,93 - кпд открытой передачи[5,раздел 2, таблица 2.2];

= 0,97 - кпд закрытой передачи[5,раздел 2, таблица 2.2];

= 0,98 - кпд муфты[5,раздел 2, таблица 2.2];

= 0,99 - кпд подшипников качения[5,раздел 2, таблица 2.2].

1.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя , кВт, по формуле

кВт.

1.1.4 Определяем номинальную мощность двигателя , кВт, учитывая, что [5, раздел 2, таблица 2.1].

= 3,0 кВт.

1.1.5 Выбираем тип двигателя [5, приложение К9].

Таблица 1

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность	Частота вращения, об/мин
			синхронная	при номинальном режиме
1	4AM90L2УЗ	3,0	3000	2840
2	4АМ100S4У3	3,0	1500	1435
3	4АМ112MA6У3	3,0	1000	955
4	4АМ112МB8У3	3,0	750	700

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1.2.1 Определяем передаточное число привода u для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности по формуле

; .

1.2.2 Принимаем передаточное число закрытой передачи = 3,15 [5. раздел 2, таблица 2.3].

1.2.3 Определяем передаточное число открытой передачи по формуле

.

Таблица 2

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
	31,56	15,94	10,61	7,78
	10,02	5,06	3,37	2,47
	3,15	3,15	3,15	3,15

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Таблица 3

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
Мощность P, кВт	Дв	2,8
	Б
	Т
	РМ	2,4
Частота вращения n, об/мин	Дв	955
	Б
	Т
	РМ	= 90
Угловая скорость , 1/c	Дв
	Б
	Т
	РМ
Вращающий момент Т,	Дв
	Б
	Т
	РМ

2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатой передачи

2.1.1 Выбираем твердость, термообработку и материл зубчатой закрытой передачи [5, раздел 3, таблицы 3.1 и 3.2].

Таблица 4

Элемент передачи	Марка стали	, мм	, мм	Термооб-работка	Твердость
Шестерня	Сталь 40	120	60	У	192 … 228 НВ
Колесо	Сталь 35	Любые размеры		Н	163 … 192 НВ

2.1.2 Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср

НВ1ср = ; НВ2ср = .

2.1.3 Определяем разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса

НВ1ср – НВ2ср = 210 – 177,5 = 32,5 < 70.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2.1 Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КHL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, §3.2].

2.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

2.2.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

2.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение , МПа, для расчета конической зубчатой передачи: так как НВ1ср – НВ2ср < 70, то коническая зубчатая передача рассчитывается на прочность по меньшему значению МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3.1 Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КFL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, §3.2].

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

2.3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб работка	НВ1ср
		Sпред		НВ2ср	МПа
Шестерня	40	120	У	210,0	700	300	445,0	216,3
Колесо	35	Любые размеры	Н	177,5	550	235	386,5	182,8

2.4 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи

2.4.1 Определяем главный параметр конической зубчатой передачи – внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле

мм,

где =1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел 4.2];

=1,85 – коэффициент вида конических колес [5, раздел 4.2].

Принимаем =170 мм.

2.4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам

; .

2.4.3 Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле

мм.

2.4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм, по формуле

26 мм,

где =0,285 – коэффициент ширины венца [5, раздел 4.2].

2.4.5 Определяем внешний окружной модуль зацепления , мм, для колес с круговыми зубьями по формуле

=1,54 мм,

где =1,08 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел 4.2];

=1 – коэффициент вида конических колес [5, раздел 4.2].

2.4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни по формулам =110,4; =35.

Принимаем =35 и =110.

2.4.7 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного значения по формулам

= 3,143; .

2.4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам

; .

2.4.9 Определяем коэффициент смещения инструмента = .

=0,185, = -0,185 [5, раздел 4.2, таблица 4.6].

2.4.10 Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса

Таблица 6 Размеры в мм.

Диаметры	Для передачи с круговым зубом при β=35°
Делительный: шестерни колеса	= · =1,54 ·35=53,9 = · =1,54 ·110=169,4
Вершин зубьев: шестерни колеса	= +1,64 ·(1+ )· ·cos =53,9+1,64· (1+0,185) ·1,54 ·0,9529=56,752 = +1,64 ·(1- )· ·cos =169,4+1,64· (1-0,185) ·1,54 ·0,3032=170,024
Впадин зубьев: шестерни колеса	= -1,64 ·(1,2- )· ·cos =53,9-1,64 · (1,2-0,185) · ·1,54 ·0,9529=51,457 = -1,64 ·(1,2+ )· ·cos =169,4-1,64 ·(1,2+0,185) ·1,54·0,3032=168,340

2.4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

, мм, по формуле

=0,857· =0,857·53,9=46,2 мм;

=0,857· =0,857·169,4=145,2 мм .

2.4.12 Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

диаметр заготовки шестерни = +6 = 56,752+6=62,752мм;

мм [таблица 5];

толщина диска колеса – любые размеры [таблица 5].

2.5 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи на контактную прочность

2.5.1 Определяем окружную силу , Н, в зацеплении по формуле

=1132,23 Н.

2.5.2 Определяем окружную скорость колес , м/с, и степень точности передачи по формуле

=2,3 м/с,

9 степень точности [5, раздел 4.1, таблица 4.2].

2.5.3 Определяем расчетные контактные напряжения , МПа, в зоне зацепления зубьев по формуле

,

где =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4.2];

=1,035 – коэффициент динамической нагрузки [5, раздел 4.1, таблица 4.3].

=339,5 МПа.

Недогруз 100%=12%.

2.6 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

2.6.1 Определяем эквивалентное число зубьев , и коэффициенты формы зуба , шестерни и колеса по формуле

=67; =660;

= 3,56; = 3,63 [5, раздел 4.2, таблица 4.7],

где - угол наклона зубьев.

2.6.2 Определяем расчетные напряжения изгиба в основании зубьев шестерни и колеса , МПа, по формулам

= =

119,73 МПа < 182,8 МПа,

= = 117,5 МПа < 216,3 МПа,

где =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба [5, раздел 4.2];

=1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4.2];

=1,08 – коэффициент динамической нагрузки [5, таблица 4.3].

3 Проектный расчет валов редуктора

3.1 Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение

3.1.1 Выбираем материал быстроходного вала-шестерни и тихоходного вала: сталь 40 ГОСТ 1050-88. Термообработка – улучшение, твердость 192…228 НВ, , , [таблица 5; 5, раздел 3, таблица 3.2].

3.1.2 Принимаем допускаемые напряжения на кручение заниженными и равными: для быстроходного вала; для тихоходного вала [5, раздел 7.2].

3.2 Выбор муфт, определение размеров ступеней валов

3.2.1 Определяем геометрические параметры ступеней валов [5, раздел 7.3,].

Таблица 7 – Размеры ступеней быстроходного вала, мм

Ступень вала	Размеры	Вал-шестерня коническая
1-я под полумуфту		= =23,9. [5, К10]; принимаем = 25 [5, K 26]. Принимаем t = 2,2; r =2,0.
		Принимаем = 42 [5, K 26].
2-я под уплотнение крышки с отверстием		, принимаем = 29.
		, принимаем = 21.
5-я под резьбу		Принимаем М33 1,5 [5, таблица 10.11]
4-я под подшипник		= = 35
		определим графически на эскизной компоновке
3-я под шестерню		, принимаем = 42, причем < .
		определим графически на эскизной компоновке.

Таблица 8 - Размеры ступеней тихоходного вала, мм

Ступень вала	Размеры	Вал колеса
1-я под звездочку цепной передачи		= =30,15, принимаем = 30. Принимаем t = 2,2; r =2,0; f = 1,0.
		, принимаем = 40.
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник		, принимаем = 35.
		, принимаем = 44.
3-я под колесо		, принимаем = 42.
		определим графически на эскизной компоновке.
4-я под подшипник		= = 35
		= , принимаем =21.
5-я упорная		, принимаем =45.
		определим графически на эскизной компоновке.

3.2.2 Выбираем муфту цепную 125 – 25-I.2 32-I.2 - У3 ГОСТ 20742-81 [5, К26].

3.3 Предварительный выбор подшипников качения

3.3.1 Определяем тип, серию, и схему установки подшипников [5, раздел 7.4, таблица 7.2]. Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметров ступеней валов под подшипники [5, К29]

Таблица 9

Вал	Серия	Схема установки	Обозначение	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН		е	Y
				d	D	Т
Б	Легкая	врастяжку	7207	35	72	18,5	35,2	26,3	-	-
Т	Легкая	Враспор	7207	35	72	18,5	35,2	26,3	0,37	1,62

4 Конструирование зубчатых колес

4.1 Основные параметры зубчатого колеса и шестерни (диаметры, ширина, внешний окружной модуль, число зубьев) определены при проектировании передачи [таблица 6].

4.2 Определяем конструкцию и размеры зубчатого конического колеса (обод, ступица, диск) [5, раздел 10.1, таблица 10.3].

Таблица 10 –Параметры зубчатого конического колеса, мм

Элемент колеса	Параметр	Способ получения заготовки: штамповка
Обод	Диаметр
	Толщина	принимаем S = 6; S0 = 2.
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный	принимаем .
	Толщина	, принимаем .
	Длина	, принимаем .
Диск	Толщина	принимаем С = 10.
	Радиусы закруглений и уклон	;
	Отверстия	; .