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 цилиндрического зубчатого колеса и тихоходного вала.

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки.

Приводное устройство включает в себя двигатель, передачу с поликлиновым ремнем, цилиндрический редуктор, упругую втулочно-пальцевую муфту и галтовочный барабан.

Исходными данными для проектирования являются: окружная сила на барабане =0,6кН; окружная скорость барабана =2,5м/с; диаметр барабана =700мм; допускаемое отклонение скорости барабана =4%; срок службы привода =5лет.

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 требуемую мощность рабочей машины ,кВт, по формуле

кВт,

где - окружная сила на барабане, кН;

- окружная скорость барабана, м/с.

1.1.3 Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле

,

где = 0,96 - 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];

= 0,98 - кпд подшипников скольжения[5,раздел 2, таблица 2.2].

1.1.4 Определяем требуемую мощность двигателя , кВт, по формуле

кВт.

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

= 2,2 кВт.

1.1.6 Выбираем тип двигателя [5, приложение К9].

Таблица 1

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность	Частота вращения, об/мин
			синхронная	при номинальном режиме
1	4AM80B2УЗ	2,2	3000	2850
2	4АМ90L4У3	2,2	1500	1425
3	4АМ100L6У3	2,2	1000	950
4	4АМ112МА8У3	2,2	750	700

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1.2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины

, об/мин, по формуле

об/мин,

где D – диаметр барабана, мм.

1.2.2 Определяем максимальное допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины , об/мин, по формуле

об/мин,

где - допускаемое отклонение скорости барабана, %.

1.2.3 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения , об/мин, по формуле

об/мин.

Принимаем = 70 об/мин.

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

;

.

1.2.5 Принимаем передаточное число закрытой передачи = 4,0 [5. раздел 2, таблица 2.3].

1.2.6 Определяем передаточное число открытой передачи по формуле

.

Таблица 2

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
	40,70	20,36	13,57	10,00
	10,20	5,10	3,40	2,50
	4,00	4,00	4,00	4,00

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Таблица 3

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
Мощность P, кВт	Дв	1,70
	Б
	Т
	РМ	1,50
Частота вращения n, об/мин	Дв	950
	Б
	Т
	РМ	70
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 45	125	80	У	235 … 262 НВ
Колесо	Сталь 45	Любые размеры		Н	179 … 207 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 = 248,5-193 = 55,5 < 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 цилиндрической зубчатой передачи: так как НВ1ср – НВ2ср < 70, то косозубая 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	45	125	У	248,5	780	335	514,3	256
Колесо	45	Любые размеры	Н	193,0	600	260	414,4	199

2.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

2.4.1 Определяем главный параметр передачи – межосевое расстояние

, мм, по формуле

мм,

где = 43 – вспомогательный коэффициент [5, раздел 4.1];

= 0,4 – коэффициент ширины венца колеса [3, §3.2];

=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [5].

Принимаем = 125 мм по ГОСТ 6636-69.

2.4.2 Определяем делительный диаметр колеса , мм, по формуле

мм.

2.4.3 Определяем ширину венца колеса , мм, по формуле

мм.

2.4.4 Определяем модуль зацепления m, мм, по формуле

мм,

где =5,8 – вспомогательный коэффициент [5, раздел 4.1].

Принимаем т=2,25 мм.

2.4.5 Принимаем предварительно угол наклона зубьев для косозубых колес [3, §3.2].

2.4.6 Определяем суммарное число зубьев , число зубьев шестерни и колеса по формулам

;

; .

Принимаем =22, =88.

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

2.4.8 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи по формуле

2.4.9 Определяем фактическое межосевое расстояние по формуле

мм.

2.4.10 Определяем основные геометрические параметры передачи

Таблица 6 Размеры в миллиметрах

Параметры		Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

2.4.11 Проверяем межосевое расстояние , мм, по формуле

мм.

2.4.12 Проверяем пригодность заготовок колес [таблица 6]:

диаметр заготовки шестерни мм;

толщина диска заготовки колеса мм.

Условие пригодности заготовок колес [таблица 5]:

мм; (любые размеры).

2.5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную прочность

2.5.1 Определяем окружную силу в зацеплении , Н, по формуле

Н.

2.5.2 Определяем окружную скорость колес , м/с, и степень точности передачи [5, раздел 4.1, таблица 4.2] по формуле

м/с; 9 степень точности.

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

Мпа;

недогруз составляет ,

где К=376 – вспомогательный коэффициент [5, раздел 4.1];

= 1,11 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4.1, рисунок 4.2];

=1,01–коэффициент динамической нагрузки [5, раздел 4.1, таблица 4.3].

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

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

= 3,96;

= 3,60,

где - эквивалентное число зубьев;

- коэффициент формы зуба [5,раздел 4.1, таблица 4.4].

2.6.2 Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле

.

2.6.3 Определяем расчетные напряжения изгиба , Мпа, в основании зубьев шестерни и колеса по формулам

где = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4.1];

= 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [5, раздел 4.1];

= 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [5, радел 4.1, таблица 4.3].

Расчетные напряжения изгиба значительно меньше допускаемых значений, так как нагрузочная способность передачи ограничена контактной прочностью.

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 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка – улучшение, твердость 235…262 НВ, , , [таблица 5; 5, 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 цилиндрическая
1-я под шкив поликлиноременной передачи		= =30,23, принимаем = 30. Принимаем t = 2,2; r =2,0.
		=36…45, принимаем = 45.
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник		, принимаем = 35.
		, принимаем = 53.
3-я под шестерню		, принимаем = 42, причем < .
		определим графически на эскизной компоновке.
4-я под подшипник		= = 35
		= , принимаем =20.

Таблица 8 – Размеры ступеней тихоходного вала, мм

Ступень вала	Размеры	Вал колеса
1-я под полумуфту		= =37,58, принимаем = 40 [5,K 21]. Принимаем t = 2,5; r =2,5; f = 1,2.
		Принимаем = 82 [5,K 21].
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник		, принимаем = 45.
		, принимаем = 58.
3-я под колесо		, принимаем = 53.
		определим графически на эскизной компоновке.
4-я под подшипник		= = 45
		= , принимаем =22.
5-я упорная		, принимаем =60.
		определим графически на эскизной компоновке.

3.2.2 Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 500 – 40-I. 45-I. 2-У3 ГОСТ 21424-93 [5, К21].

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, К27]

Таблица 9

Вал	Серия	Схема установки	Обозначение	Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
				d	D	B	r
Б	Легкая	Враспор	207	35	72	17	2,0	25,5	13,7
Т	Легкая	Враспор	209	45	85	19	2,0	33,2	18,6

4 Конструирование зубчатых колес

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

4.2 Определяем конструкцию и размеры цилиндрического зубчатого колеса (обод, ступица, диск) [5, раздел 10.1, таблица 10.2].

Таблица 10 – Параметры цилиндрического зубчатого колеса, мм

Элемент колеса	Параметр	Способ получения заготовки: штамповка
Обод	Диаметр
	Толщина	, принимаем S = 8.
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный	принимаем .
	Толщина	, принимаем .
	Длина	, принимаем .
Диск	Толщина	принимаем С = 14.
	Радиусы закруглений и уклон	;
	Отверстия	; .