Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное учреждение высшего профессионального образования

Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»

Кафедра КГМ и ТМ

Расчётно-графическое задание №1, №2

По дисциплине: _____________Машины и механизмы_____________________

Пояснительная записка

Тема: Расчет и проектирование зубчатой передачи

Автор студент гр. _ РТ-10 _ ______________ / Сирбаев Р.И. /

^{(шифр группы) (подпись) (Ф.И.О.)}

Проверил: _ старший преподаватель __________ / Соколова Г.В. /

^{(должность) (подпись) (Ф.И.О.)}

Санкт-Петербург

2013

Расчет и проетирование зубчатой передачи

1. Кинематический расчет передачи

Исходные данные:

1. Схема зубчатой передачи: II (НС)

2. Можность двигателя:

3. Скорость вращения ротора двигателя:

4. Передаточное число зубчатой передачи: ;

5. Вид термической обработки: улучшение;

6. Вид зубчатой передачи: цилидрическая косозубая;

7. Степень точности передач: 8;

8. Срок службы: часов.

1. Коэффициент полезного действия

коэффициент полезного действия редуктора;

КПД зубчатой передачи;

2. Вращающий момент Т₁ на первом валу

Момент находится по формуле:

Нм,

где Р₁ – мощность двигателя, кВт, n₁ –частота вращения, мин ^–1. Следовательно:

Нм.

3. Вращающий момент Т₂ на втором валу

Зная вращающий момент на первом валу, можно найти вращающий момент на втором валу:

,

где U = 2 – передаточное число; =0,96 - коэффициент полезного действия (КПД), получаем:

Нм.

4. Частота вращения второго вала

Частота вращения ведомого вала :

,

получаем: мин ^–1.

5. Угловые скорости валов

Угловые скорости валов:

с^-1;

с^-1,

принимаем , тогда:

с^-1, а с^-1.

6. Мощность на выходном валу передачи

,

отсюда получаем, что: кВт.

2. Выбор допускаемого контактного [σH] и изгибающего [σF] напряжений определение межосевого расстояния модуля зубчатой передачи и фактического передаточного числа

1. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Так как материал для шестерни и для зубчатого колеса не заданы, их следует выбрать исходя из вида термообработки.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х с твердостью HВ₁=300; HВ₂ =280.

Определяем допускаемое контактное напряжение []_H:

-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев при базовом числе циклов перемены напряжений; коэффициент долговечности ; минимальный коэффициент запаса прочности .

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения:

,

Допускаемые контактные напряжения для передачи:

МПа

МПа

Допускаемое напряжение изгиба []_F

где: - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов, зависит от марки материала и вида термообработки, S_F – коэффициент безопасности, =1,75 для штампованных колес.

Для шестерни МПа

MПа;

Для колеса

MПа;

2. Выбор коэффициента ширины передачи

Коэффициент ширины передачи зависит от рабочей ширины и от межосевого расстояния по формуле:

,

принимается .

2. Расчет зубчатой передачи по условию контактной выносливости.

   1. Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости

Межосевое расстояние передачи:

мм;

для косозубых передач К_а=430 – числовой коэффициент, =1,2. Подставляя, числовые данные в формулу получим, что:

мм.

Полученное значение согласовываем с ближайшим стандартным по ГОСТу 2185-81 мм.

2. Определение модуля зубчатой передачи

мм,

тогда получаем , согласовываем с ГОСТом 9563-60 и принимаем мм.

3. Определение суммарного числа зубьев

где

подставляя значения, получим: .

Определение числа зубьев шестерни:

,

где - число зубьев малого колеса (шестерни).

,

где - число зубьев большего колеса.

,

.

Принимаем , а .

,

.

4. Фактическое передаточное число передачи

Чтобы найти действительное передаточное число передачи поделим количество зубьев первого колеса на количество зубьев второго колеса:

,

отсюда получаем: . Определим погрешность: ,

что .