СОДЕРЖАНИЕ

пример

1.1 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу. 4

3 Расчёт зубчатой передачи 8

Заключение 32

Для 6.1 35

“Конструирование зубчатых колёс 35

Задание

на курсовое проектирование

Студент ______________________,группа ___________

Руководитель _______________

Тема проекта: "Проектирование

цилиндрического редуктора”

Срок сдачи ____

Техническое задание:

Кинематическая схема (задание , номер варианта ___)

Спроектировать привод 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 – 1 00 об/мин.

Представить пояснительную записку с расчётом привода, компоновку редуктора на миллиметровке, сборочный чертёж редуктора и рабочие чертежи выходного вала и установленного на нём зубчатого колеса.

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 P₁ = 6,8 кВт и частоте вращения n_дв = 1000 об/мин по каталогу электродвигателей [4] подбираем электродвигатель марки 4А132S4 с мощностью P_дв = 7,5 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 вращенияn₁:

.

Найдем угловую скорость вращения выходного вала:

^с-1,

1.3 Силовой расчет редуктора

Определим вращающие моменты на входном и выходномвалах 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 (табл. 1).

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 твёрдость зубьев шестерни выше, чем твердость зубьев колеса, 269 ... 302HB. Твёрдость зубьев колеса (см. табл. 1) 235 ... 262HB.

2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений2

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 = 20000 ч – число часов работы передачи за расчётный срок службы.

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

,

.

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

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 .