Введение

Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем развития машиностроения.

В настоящее время реализуются мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения:

1. Повышение надежности и ресурса машин путем обеспечения необходимого технического уровня.

2. Уменьшение материалоемкости конструкций путем их оптимизации, совершенствование расчетов, выбор оптимальных и новых материалов и упрочнений.

3. Уменьшение энергозатрат путем обеспечения совершенного трения и повышения КПД механизмов.

4. Повышение производительности труда путем стандартизации и унификации объектов производства.

5. Проектирование технологических деталей под современную материало-, трудо-, энергосберегающую технологию.

При выполнении курсовой работы студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через много вариантность решения до воплощения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству, осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение.

Целью работы является освоение и приобретение студентом навыков конструирования и расчетов механических приводов, научить правильно и обоснованно применять полученные теоретические знания для решения конкретных инженерных задач.

В данном курсовом проекте будет разработан редуктор цилиндрический одноступенчатый прямозубой передачи.

1. Кинематические расчеты Выбор электродвигателя

1. Разработка кинематической схемы редуктора

1 ─ корпус;

2 ─ ведущее колесо;

3 ─ ведомое колесо.

1.2. Определение коэффициента полезного действия редуктора

где ─ общий КПД редуктора;

─ КПД зубчатых колёс

─ КПД подшипников

1.3. Определение потребной мощности и частоты вращения электродвигателя

1) Определение требуемой мощность электродвигателя

где ─ мощность на ведомом рабочем валу.

2) Определение возможного передаточного числа редуктора

_{Из таблицы 5,5 передаточные числа механических передач принимаем:}

_{Uобщ= 3,55}

_{3,55-общее передаточное число редуктора}

3) Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя

_{n2=400 мин-1- выходная частота вращения вала рабочей машины}

_мин-1

4) Выбираем электродвигатель (табл. 5.1) так чтобы, N_тр≤N_эд

Согласно [(3); таблице П1] выбираем двигатель с

4) Определяем вращающие моменты на валах

─ вращающий момент на ведущем валу

Т2 = Т1 · u = 37005,389 · 3,55 = 131369,1321 Н· мм ─ вращающий момент на ведомом валу

2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Общие сведения

Зубчатая передача состоит из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесо относят к обоим колесам передачи. Жесткая связь обоих колес исключает какое-либо проскальзывание.

2.2 Выбор материала и термообработки.

Сталь в настоящее время основной материал для изготовления зубчатых колес. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость ( ) шестерни назначается большей чем твердость колеса ( ). Поэтому выбираем из табл. 4.1.1. (3)

1. Для изготовления колеса принимаем сталь 40XH нормализованную , , НВ=230…250. Для изготовления шестерни сталь 40XH улучшенную , , НВ=265…295.

2. Находим число циклов нагружения каждого зуба колеса

, где - долговечность.

3. Определяем допускаемые напряжения

А) допускаемые контактные напряжения

Находим базовые пределы контактной выносливости:

Для колеса

Для шестерни

Так как , коэффициент долговечности

Для принятой термообработки материала шестерни и колеса коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

Для колеса

Для шестерни

Среднее значение допускаемых контактных напряжений

Б) допускаемые напряжения изгиба

Базовый предел выносливости зубьев

Для шестерни

Коэффициент долговечности .

Допускаемое напряжение изгиба:

Для шестерни [σ_F]₁ = (σ_F1limb * K_FL)/S_F = (540*1.5)/1.8 = 465 Н/мм²

Для колеса [σ_F]₂ = (σ_F2limb * K_FL)/S_F = (500*1.5)/1.8 = 425 Н/мм²

4. Межосевое расстояние рассчитывается по формуле (9.39) [1]:

a_w = 43*(3.5+1)* = 14.8 мм

где по таблице 9.11 [1] принимаем K_Hβ = 1.16 в соответствии с

ψ_bd = ψ_ba(u+1)/2 = 0.5*(3.5+1)/2 = 1.125

Принимаем a_w = 40 мм

5. Задаемся числом зубьев шестерни z₁ = 26

6. Тогда z₂ = z₁*u = 26*3. 5 ≈ 91

7. Назначаем предварительно угол наклона cos β = 1

8. Нормальный модуль

m_n = 2* a_w* cos β/ z₁+z₂ = 2*40*1/26+91 = 0.66 мм

Принимаем по СТ СЭВ 310-75(табл.9.1) ближайший нормальный модуль m_n = 0.7 мм

10. Основные размеры шестерни и колеса

d₁ = m_n* z₁/ cos β = 0.7*26/1 = 18.2 мм

d₂ = m_n* z₂/ cos β = 0.7*91/1 = 63.7 мм

d_a1 = d₁+m_n = 26+0.7 = 26.7 мм

d_a2 = d₂+m_n = 91+0.7 = 91.7 мм

d_f1 = d₁-1.25*m_n = 26-1.25*0.7 = 25 мм

d_f2 = d₂-1.25*m_n = 91-1.25*0.7 = 90 мм

Рабочая ширина колеса b₂ = ψ_ba* a_w = 0.5*40 = 20 мм; Ширина венца шестерни b₁ = b₂ +5 = 20+5 = 25 мм. Принимаем b₁ = 25 мм, b₂ = 20 мм.

11. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям (9.42)

=

Определяем окружную скорость:

= = 0,9 м/с

По таблице 9.9 назначаем 8 степень точности.

Коэффициенты:

;

Коэффициент =1.09

=

Контактная прочность обеспечена.

12. Выполняем проверочный расчёт на усталость при изгибе по формуле (9.44):

По таблице 9.10 определяем значение коэффициентов

По эквивалентному числу зубьев:

Расчёт следует выполнять для того зубчатого колеса, у которого меньше отношение

Расчёт проводим по шестерне:

Коэффициент

Коэффициент

Коэффициент , где ─ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес равен 1.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки по ширине венца и определяется по табл. 9.13: .

Коэффициент учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, и определяется по табл. 9.13: .

Напряжение при изгибе

Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

12. Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила F_t1 =

F_t2 =

Радиальная сила определяется как

F_r1 = Н

F_r2 = Н

Осевая сила определяется как

F_а1 = Н

F_а2 = Н