Федеральное государственное бюджетное

образовательное учреждение высшего

профессионального образования

Санкт-Петербургский государственный морской

технический университет

СПбГМТУ

Кафедра “Детали машин и подъёмно-транспортные механизмы”

Редуктор цилиндрический

Пояснительная записка

2290.РГР. .00.00 ПЗ

Студент

Группа 2290

Руководитель проекта

2013

Содержание

Техническое задание 3

…

Техническое задание

Задание , вариант

Рассчитать параметры редуктора привода к ленточному конвейеру по данной схеме

Мощность на выходном валу редуктора кВт.

Частота вращения выходного вала об/мин.

Срок службы привода – часов.

Рабочая нагрузка – постоянная.

Синхронная частота вращения вала двигателя об/мин.

Представить пояснительную записку с расчётом привода, компоновку редуктора на миллиметровке.

Дата выдачи задания: _________. Подпись студента ______________

Подпись преподавателя ______________

Пример решения индивидуального задания, требующий доработки.

1 Расчет редуктора

1.1 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу.

Общий коэффициент полезного действия - отношение полезной мощности P_пол к затраченной P_зат (или отношение мощности P_вм на ведомом валу к мощности P_вщ на ведущем валу привода)

.

Следовательно, требуемая мощность электродвигателя (или мощность на ведущем валу привода) будет равна

.

Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов [8]

,

где – КПД муфты,

– КПД редуктора,

По мощности на ведущем валу P_дв = кВт и частоте вращения n_дв = 1 об/мин по каталогу электродвигателей [4] подбираем электродвигатель сприи АИР марки ……… с мощностью P_дв = кВт и номинальной частотой вращения ротора n₁ = … об/мин.

1.2 Кинематический расчет редуктора

Передаточное число привода

.

Редуктор одноступенчатый (двухступенчатый), т.к. …………..

Рассчитаем угловую скорость вращения входного вала по частоте вращения n₁:

.

Найдем угловую скорость вращения выходного вала:

^с-1,

1.3 Силовой расчет редуктора

Определим вращающие моменты на входном и выходном валах редуктора, зная для каждого вала мощность и угловую скорость:

Нм,

.

2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колес

В качестве материала зубчатой пары¹ выберем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) со следующими параметрами.

Таблица 1.

Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	Предел текучести
45	улучшение	235 ... 262HB	540 МПа
	улучшение	269 ... 302HB	650 МПа

Шестерня вращается быстрее колеса, следовательно, испытывает динамические нагрузки большие, чем колесо. Поэтому назначим твердость (из табл. 1) зубьев шестерни выше, чем твердость зубьев колеса, 269 ... 302HB. Твёрдость зубьев колеса 235 ... 262HB.

2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений2

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости [9]

, (3)

где – базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения,

– коэффициент безопасности,

– коэффициент долговечности.

Базовый предел контактной выносливости зубьев при HB < 350 находится по формуле [9]

.

Соответственно, для шестерни – МПа,

для колеса – МПа.

Коэффициент безопасности принимаем равным [9].

Фактическое число циклов нагружения (для режима постоянной нагрузки)

,

где n – частота вращения того колеса, для которого определяется N_H, об/мин,

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы, равное t = 20000 ч.

Подставляя значения n₁, n₂ и t, получаем

- для шестерни – .

- для колеса – .

Для длительно работающих передач при N_H > N_H0 коэффициент долговечности К_HL = 1.

Найдем коэффициенты долговечности , учитывая, что число циклов нагружения зуба колеса

N₂ =1510⁷ > . 210⁷,

N₁ =

где =210⁷ циклов – это базовое число циклов по контактным напряжениям для стали 45, следовательно

Принимаем К_HL1 = 1 и K_HL2 = 1.

Подставляя найденные значения параметров, определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

МПа,

МПа.

Для цилиндрических прямозубых и косозубых передач с небольшой разностью твердости зубьев (HB₁ – HB₂ < 30) за расчетное принимается меньшее значение из [_H]₁ и [_H]₂. Таким образом, допускаемое контактное напряжение .

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба определяются по зависимости [9]

,

где – базовый предел изгибной выносливости зубьев,

– коэффициент безопасности,

– коэффициент долговечности,

– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Базовый предел изгибной выносливости зубьев для улучшенных колес с твердостью HB < 350 определяется по зависимости [9]

_Flimb = 260 + HB, что составляет

– для шестерни ,

– для колеса .

Коэффициент безопасности принимаем [9].

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки – при односторонней (нереверсивной) нагрузке .

Фактическое число циклов нагружения при постоянной нагрузке

.

Для шестерни – .

Для колеса – .

Найдем для зубьев колеса коэффициенты долговечности , учитывая, что число циклов нагружения зуба колеса

N₂ =1510⁷ > .=410⁶,

N₁ =

где =410⁶ циклов – это базовое число циклов по изгибным напряжениям для стали 45, следовательно, коэффициенты долговечности

К_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Подставляя значения параметров в формулу (5), находим допускаемые напряжения изгиба

– для шестерни ,

– для колеса .