на курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», выполненный студентом

Курсовой проект выполнялся на основании задания кафедры, в соответствии с которым был спроектирован механический привод, состоящий из одноступенчатого редуктора и открытой передачи.

Представленный проект выполнен /в срок в полном (неполном) объеме/ после срока и условно допускается к защите без проверки*.

В результате проверки выявлены следующие ошибки и замечания:

____________

Указанные выше ошибки и замечания устранены в полном объеме /неполном объеме / не устранены.

В целом курсовой проект, выполненный проектантом может / не может быть допущен к защите.

Примечание*: Курсовой проект условно допускается к защите, и в случае обнаружения при проверке грубых ошибок и замечаний, возвращается проектанту для их устранения.

Рецензент (консультант) P.P. Алтынова

Содержание

стр.

Техническое задание 2

1. Силовой и кинематический расчет привода 3

2. Расчёт передач привода 5

2.1 Расчёт плоскоременной передачи 5

2.2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи 7

3. Ориентировочный расчёт валов 17

4. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач 18

5. Первая эскизная компоновка редуктора 19

6. Предварительный расчёт валов 20

6.1 Расчёт ведущего вала 20

6.2 Расчёт ведомого вала 24

7. Подбор и расчёт подшипников качения 27

8. Подбор и расчёт шпоночных соединений 30

9. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости 32

10. Допуски и посадки для сопрягаемых деталей 33

Список использованной литературы 34

ПРИЛОЖЕНИЕ А Первая эскизная компоновка редуктора

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Спецификация

1 – электродвигатель;

2 – плоскоременная передача;

3 – редуктор;

4 – муфта.

Крутящий момент на валу потребителя

Частота вращения вала потребителя

Срок службы 2 года

Сменность работы 2

1. Силовой и кинематический расчет редуктора

1.1 Определение КПД

Требуемая мощность двигателя

Выбираем асинхронный двигатель АИР132М4 номинальной мощностью 11 кВт, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин и асинхронной частотой 1448 об/мин.

1.2 Разбивка общего передаточного отношения между передачами

Требуемое общее передаточное отношение

Фактическое значение передаточного отношения

погрешность находится в допустимых пределах

1.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода

Мощности

1.4 Частоты вращения элементов привода

1.5 Вращающие моменты на элементах привода

Номер вала	Мощность, Вт	Вращающий момент, H м	Частота вращения, об/мин
Вал двигателя
I вал
II вал

2. Расчёт передач привода

2.1 Расчёт плоскоременной передачи

2.1.1 Диаметр ведущего шкива из условия тяговой способности

По найденному значению подбираем диаметр шкива по ГОСТ 17383-70

2.1.2 Диаметр ведомого шкива

- коэффициент относительного проскальзывания

Полученный диаметр округляем по ГОСТ 17383-70

2.1.3 Фактическое передаточное значение

Отклонение передаточного значения от требуемой величины

отклонение не превышает допустимой величины

2.1.4 Межосевое расстояние

2.1.5 Угол обхвата малого шкива

2.1.6 Длина ремня

Согласно ГОСТ 1769-84 примем длину ремня

2.1.7 Действительное межосевое расстояние передачи

2.1.8 Скорость ремня

2.1.9 Выбираем тип ремня и допускаемое удельное давление для одной прокладки согласно ГОСТ 23831-79

Выбираем резинотканевые ремни с прокладками из ткани БКНЛ.

Наибольшая допустимая нагрузка

Расчетная толщина прокладки

2.1.10 Для резинотканевых ремней отношение минимального диаметра шкива к толщине ремня равно 2.

2.1.11 Расчётная толщина ремня

2.1.12 Расчётная число прокладок

2.1.13 Окончательная толщина ремня

2.1.14 Коэффициент угла обхвата

2.1.15 Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

2.1.16 Коэффициент режима работы

Для двухсменной работы с постоянной нагрузкой

2.1.17 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи для угла наклона меньше

2.1.18 Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки из условия сцепления ремня со шкивом

2.1.19 Окружная сила

2.1.20 Ширина ремня

Согласно стандартному ряду ширины ремня принимаем

2.1.21 Предварительное натяжение ремня

2.1.22 Натяжение ветвей

2.1.23 Натяжение в ремне от силы

2.1.24 Напряжение изгиба в ремне

- модуль упругости ремней

2.1.25 Натяжение от центробежной силы

- плотность резинотканевого ремня

2.1.26 Максимальное напряжение

2.1.27 Частота пробега ремня(косвенная проверка долговечности ремня)

2.1.28 Нагрузка на валы передачи

2.2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

2.2.1 Задаём материал и твёрдость рабочих поверхностей зубьев

Принимаем, что

Термообработка шестерни – улучшение до средней твердости

Термообработка колеса – улучшение до средней твердости

Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса – сталь 45.

Ориентировочное значение допускаемого контактного напряжения при расчете на выносливость (при коэффициенте долговечности )

2.2.2 Определяем допускаемые напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости

Определяем базовый предел контактной выносливости материалов зубьев

Определяем коэффициент долговечности

– базовое число циклов напряжений

- эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

- показатель степени кривой усталости

- время работы передачи

- число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за 1 оборот колеса

- коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружений

при постоянном режиме нагружения

так как

Определяем минимальный коэффициент запаса прочности

при термообработке «улучшение»

Определяем значение коэффициентов

–коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

На этапе проектировочного расчета

Расчётное допускаемое напряжение для косозубых колес

2.2.3 Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния передачи

– вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи

– коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра

При симметричном расположении колес относительно опор

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

2.2.4 Определяем число зубьев колёс

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес

–коэффициент смещения исходного профиля

– длительный угол профиля зубьев в торцевом сечении

- угол профиля исходного контура

- угол наклона зубьев по делительному цилиндру

подрезания зубьев не будет

2.2.5 Уточненное значение передаточного числа

2.2.6 Определяем делительный нормальный модуль зубьев

– угол зацепления

при

Округляем до стандартного

2.2.7 Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

2.2.8 Уточненное значение коэффициента ширины венца

2.2.9 Рабочая ширина венца зубчатой передачи

2.2.10 Геометрические и кинематические параметры колес

Делительные диаметры

Начальные диаметры

Диаметры впадин при нарезании реечным инструментом

Диаметры вершин

Основные диаметры

Углы профилей зубьев на окружности вершин

Осевой шаг зубьев

Коэффициент осевого перекрытия

Суммарный коэффициент перекрытия

Основной угол наклона линии зуба

Окружная скорость колес на начальных цилиндрах

Скорость меньше 10 м/с, следовательно, назначаем степень точности передачи 8

Проверочный расчёт на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

2.2.11 Расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес для стальных колес

- коэффициент, учитывающий форму сопряженых поверхностей зубьев в полюсе зацепления

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Так как

- окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным сечениям

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку за пределами зацпления

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку

- удельная динамическая окружная сила

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из-за погрешности изготовления

2.2.12 Уточненное значение допускаемого контактного напряжения

2.2.13 Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной

Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как допускается 5% перегрузка. Усталостного разрушения зубьев не будет.

Первоначальный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе

2.2.14 Напряжения изгиба в опасных сечения на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса

– коэффициент нагрузки при расчете на изгиб

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на изгиб

- удельная динамическая окружная сила при расчете на изгиб

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из-за погрешности изготовления

– ширина венца зубчатой передачи

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при числе зубьев эквивалентного колеса

- коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев

Принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев

2.2.15 Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба

- базовый предел изгибной выносливости

-коэффициент долговечности при изгибе

- базовое число циклов нагружений

- эквивалентное число циклов напряжений изгиба

-показатель степени кривой усталости при расчете на сопротивление усталости при изгибе

Принимаем

- минимальный коэффициент запаса прочности

- коэффициент, учитывающий шероховатости переходной поверхности

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатог