Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального

образования

«Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова»

Факультет инновационных технологий машиностроения

Кафедра «Детали машин»

Курсовая работа защищена с оценкой__________

Руководитель работы____________В.В.Собачкин 

(подпись) (и., о, фамилия)

«_____»_________________________2011г.

ТЕМА КУРСОВОЙ РАБОТЫ

Пояснительная записка

к курсовой работе

по дисциплине «Детали машин»

Студент группы_____________________________________ПКМ-81 К.С.Беляев

Руководитель

Работы_____________________________________________________В.В.Собачкин

Барнаул 2011

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Кинематический силовой расчет привода………………………………….

2. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи на прочность….

3. Расчет быстроходной зубчатой передачи на прочность…………………..

4. Эскизная компоновка редуктора……………………………………………

   1. Разработка компоновочной схемы…………………………………………

   2. Конструирование валов……………………………………………………..

   3. Конструирование зубчатых колес………………………………………….

   4. Конструирование подшипниковых узлов…………………………………

   5. Конструирование корпусных деталей…………………………………….

5. Расчет промежуточного вала на прочность……………………………….

   1. Расчет вала на прочность по напряжениям изгиба и кручения…………..

   2. Проверочный расчет вала на выносливость………………………………

6. Расчет на долговечность подшипников промежуточного вала…………

7. Расчет шпоночных соединений…………………………………………..

8. Расчет смазки и техники безопасности…………………………………..

Список литературы………………………………………………………………

Приложения……………………………………………………………………….

Введение

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия, инициализирующая это движение, реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. Также функцией последних является преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и, к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В курсовом проекте требуется разработать механический привод по заданной схеме, ресурсу и выходным характеристикам машины. Расчет необходимо выполнить на кинематическом и энергетическом уровнях с подбором источника движения – двигателя. Далее необходимо создать современную конструкцию силовой установки с последующей разработкой основной части технической документации на изготовление и эксплуатацию.

В данной работе привод представлен по схеме цепная передача – зубчатая косозубая передача (редуктор).

1 Кинематический силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Определение требуемой мощности

мощность на выходе

требуемая мощность

1.1.2 Определение требуемой частоты вращения

U`<sub>общ.</sub>=U`_ц.б.·U`<sub>ц.т.</sub>·U`_цеп.;

1.1.3 Выбор электродвигателя

Таблица 1.1.3

Тип двигателя	Рэ.,кВт	nэ,мин-1	Тmax/Т	d1,мм
132 S4	7,5	1440	2,2	38
132 М6	7,5	960	2,2	38

1.2 Определение передаточных чисел передач

1.2.1 Общее передаточное число привода

1.2.2 Передаточное число редуктора

_{Uцеп=2,0; 2,5; 3,15;}

Таблица1.2.2.

Тип двигателя	Рэ., кВт	nэ, мин-1	U общ.	U ред.,при
				U цеп.=2	U цеп.=2,5	U цеп.=3,15
132 S4	7,5	1440	72	36	28,8	22,86
132 М6	7,5`	960	48	24	19,2	15,24

Выбираем двигатель

Р_э.=6.53кВт n_э.=1440мин^-1

U _общ.=72 U _ред.=28,8

1.2.3 Передаточные числа быстроходной и тихоходной передач

1.2.4 Передаточное число внешней передачи

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

1.3 Определение частоты вращения, мощности и вращающего момента на валах привода

n _э.=960мин^-1;

n _б.=n_э.=960мин^-1;

n _п.=n _б./U _б.=960/5=192мин^-1;

n _т.=n _п./U _т.=192/4=48мин^-1;

n _в.=n _т./U _цеп. =48/2,40=20мин^-1;

Р_э.т.=6,53кВт;

Р_б.=Р_э.т.∙η_м.б.=6,53∙0,99=6,46кВт;

Р_п.=Р_б.∙η_.б.=6,46∙0,97=6,27кВт;

Р_т=Р_п.∙η_т.=6,27∙0,97=6,08кВт;

Р_в=Р_т.∙η_цеп.. η_оп.=6,08∙0,93∙0,99=5,6кВт;

;

Т_б.=Т_э.∙η_м.б.=64,95·0,99=64,3Н∙м;

Т_п.=Т_б.∙η_.ц.б. U _б=64,3·0,97·5=311,86 Н∙м;

Т_т.=Т_п.∙η_т. U _т ∙=311,86·0,97·4,0=1210,04 Н∙м;

Т_в.=Т_т.∙η_цеп. η_оп. U _цеп.=1210,04·_.0,99·0,93·2,40=2683,8Н∙м;

Таблица1.3.

Вал привода	n,мин-1	Р,кВт	Т, Н∙м
Вал двигателя	nэ.=960	Pэ.=6,53	Tэ.=64,95
Быстроходный вал	nб.=960	Pб.=6,46	Tб.=64,3
Промежуточный вал	nп.=192	Pп.=6,27	Tп.=311,86
Тихоходный вал	nт.=48	Pт.=6,08	Tт.=1210,04
Вал машины	nв.=20	Pв.=5,6	Tв.=2673,8

2 Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1. Исходные данные для расчета

Таблица 2.1

1. Кинематические и силовые параметры	Тихоходная передача редуктора
а) передаточное число u	U= Uт =4,0
б) частота вращения шестерни n 1 ,мин-1	n 1=nп=192
в) вращающий момент шестерни Т1, Н∙м	Т1=Тп=311,87
г) вращающий момент тихоходного вала Тт, Н∙м	Тт=1210,04
2.Сведение о схеме передачи
а) вид передачи	прямозубая
б) расположение колес передачи относительно опор	несимметричное
3.Требуемая долговечность (ресурс)Lh ,ч	Lh=L∙365∙КГ∙24∙КС=7∙365∙0,3∙24∙0,6= 11038
4. Объём производства Q,шт./год	60
5. Режим нагружения
коэффициент циклограммы нагружения:	а1=1; а2=0,6; а3=0,3; b1=0,2; b2=0,5; b3=0,3

2.2 Проектировочный расчет

2.2.1 Выбор материала и твердости колес.

Таблица 2.2.1

Зубчатое колесо	Сталь	Термообра- ботка	Твердость расчетная	Механические Свойства т, МПа
Шестерня	40Х	Улучшение	285HB	750
Колесо	40ХН	Улучшение	250HB	640

2.2.2 Определение ориентировочного значения межосевого расстояния и степени точности передачи

1)Ориентировочное значение межосевого расстояния:

2)Окружная скорость передачи:

Степень точности передачи выбираем по ГОСТ 1643-81.

Так как производство массовое то принимаем степень точности n_с.т.=9,

2.2.3 Допускаемые напряжения

2.3.1 Допускаемые контактные напряжения

1) Пределы контактной выносливости колес передачи :

2)Коэффициенты запаса прочности: S_H1 =S_H2=1,1;

3)Коэффициент долговечности:

а)базовое число циклов напряжений:

N_HG1 =2,34∙10⁷ циклов

N_HG2 =1,71∙10⁷ циклов

б) действительное число циклов нагружения за заданный ресурс:

в) коэффициент режима и номер режима нагружения:

Режим нагуржения – II, для которого М_Н=0,25;

Коэффициент долговечности

;

Условие выполняется: Z_N1>1; Z_N2>1

4)Коэффициенты шероховатости: Z_R1 = Z_R2 = 0,9;

5)Коэффициенты окружной скорости: Z_V1 = Z_V2= 1,0;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба

1) Пределы выносливости зубьев колес при изгибе

2)Коэффициенты запаса прочности: S_F1 = S_F2=1,7;

3) Коэффициенты долговечности

а)показатели степени кривой усталости: q₁= q₂=6;

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес

;

Коэффициент долговечности принимаем

Так как N_FE1 > 4^∙10⁶ и N_FE2>4^∙10⁶ Y_N1=Y_N2=1

4) Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями: Y_R1= Y_R2=1 полагаем, что R_z<40 мкм

5)Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем: Y_A=1;

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

2.2.4. Межосевое расстояние передачи

a_w=K_a

K_a=450МПа^;

1)Коэффициент ширины зубчатого венца: =0,315

=0,5∙· (u+1)=0,5∙0,315∙(4+1)=0,787;

2)Так как внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным то коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем К_A=1

3)Коэффициент внутренней динамики нагружения K_HV=1,05

4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы :

=1,07;

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев =0,26;

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

=1+ (- 1) ∙=1+(1,07-1)∙0,26=1,02;

5)Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

=1+0,06∙(n_с.т.-5)= 1+0,06∙(8-5)=1,18;

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки:

=1+(-1)∙ =1+(1,18-1)∙0,26=1,05;

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности

Межосевое расстояние:

Принимаем стандартное межосевое расстояние: a_w =220 мм;

2.2.5 Модуль передачи

;

К_m=2,8·10³;

1)Ширина зубчатого венца колеса

Расчетное значение b₂= 71 мм

2) Коэффициент внешней динамической нагрузки К_A=1

3) Коэффициент внутренней динамики нагружения K_FV=1,03

4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

=0,18+ 0,82∙ =0,18+0,82∙1,07=1,06

5) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: =1,18

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности:

Минимальное значение модуля:

Принимаем стандартное значение модуля передачи

m=4мм

2.2.6 Основные размеры передачи

1) число зубьев, угол наклона

а) ;

б) Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_∑=109;

в) Число зубьев шестерни и колеса

Z₁=Z_∑/(u+1)=109/(4+1)=22;

Z₂=Z_∑-Z₁=110-22=88;

2)Фактическое передаточное число:u_Ф=Z₂/Z₁=88/22=4;

3)Основные геометрические параметры

1. Делительное межосевое расстояние

а=(Z₁+Z₂) ∙m/2∙=(110+22) ∙4/2=220мм;

2. Делительный диаметр шестерни и колеса

d₁=Z₁∙m=22∙4=88мм;

d₂=Z₂∙m=88∙4=352мм;

3. Диаметр вершин шестерни и колеса

;

4. Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

;

5. Ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂=∙a_w=0,315∙220=69,3 мм, принимаем b₂=71мм;

b₁=b₂+5=71+5=75мм;

6.Коэффициенты торцевого и осевого перекрытия

2.3.Проверочный расчет передачи

2.3.1 Расчет на контактную прочность

;

;

2,15% недогрузки;

2.3.2 Расчет на прочность при изгибе

1)силы в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

2)Коэффициенты формы зуба :

3) Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба

Условие Y_β≥0,7 выполняется

4) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y_E=1;

Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни:

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.