Министерство Транспорта Российской Федерации

Федеральное агентство морского и речного транспорта

Московская Государственная Академия Водного Транспорта

Кафедра ППТМ и Р

Курсовой проект

«Проектирование редуктора»

по дисциплине

«Детали Машин»

Выполнил(а):
Проверил(а):

Москва

2011

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

1.1. Подбор электродвигателя:

По таблице 1.1 ([1], с.7) примем:

– КПД пары подшипников качения, ;

– КПД муфты: ;

– КПД цилиндрической передачи: ;

– КПД ременной передачи: ;

Из задания видно, что в схеме применяется: 1 муфта, 3 пары подшипников, 1 цилиндрическая передача, 1 ременная передача. Отсюда:

Общий КПД привода:

Частота вращения выходного вала:

Где,

– угловая скорость 3-его (выходного) вала, рад/сек.

Частота вращения вала электродвигателя:

Требуемая мощность электродвигателя:

Где,

– потребляемая мощность привода, кВт.

По таблице 19.28 ([1], с.510) принимаем электродвигатель 90L6/925, для которого , .

1.2. Определение передаточных чисел:

Общее передаточное число привода:

_{Передаточное число открытой передачи:}

_{Передаточное число редуктора:}

Из стандартного ряда ([1], с.481) принимаем:

Погрешность:

Что вполне приемлемо, т.к. не превышает 5%

1.3. Определение вращающих моментов на валах:

Частоты вращения на валах:

Моменты на валах:

2. Расчет открытой ремённой передачи

Подбираем плоский ремень с параметрами с толщиной .

Диаметр малого шкива:

Принимаем стандартный .

Скорость ремня:

Расчетный диаметр большого шкива:

Где,

– коэффициент скольжения ( ).

Из стандартного ряда принимаем

Фактическое передаточное число:

Ориентировочное межосевое расстояние:

Расчетная длина ремня:

Из стандартного ряда принимаем

Частота пробегов:

Фактическое межосевое расстояние:

Угол обхвата:

Из стандартного ряда принимаем

Окружная сила:

Подбор поправочных коэффициентов:

Коэффициент угла наклона: ;

Для плоскоременных передач с углом обхвата : ;

Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива: ;

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки: ;

Коэффициент влияния центробежной силы: ;

Коэффициент динамичности для спокойного типа работы при односменной нагрузке: ;

Допускаемая приведенная сила в ремне: .

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:

Ширина ремня:

Из стандартного ряда принимаем .

Сила предварительного натяжения:

Сила, действующая на валы:

3. Расчет зубчатой передачи

3.1. Выбор материала колеса и шестерен и термической обработки

Так как в задание нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 2.1 ([1] ,с.17) принимаем для шестерни и для колеса Сталь 40Х (0,4% углерод, 1% хрома), термообработка – улучшение.

Таблица №1 Параметры материала

Марка стали	Термообработка	Предельные размеры заготовки, мм		Твердость зубьев			σТ, H/мм2
		Dпр	Sпр	в сердцевине	на поверхности
40Х	Улучшение	200	125	235…262HB	235…262HB	640
		125	80	269…302HB	269…302HB	750

3.2. Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев.

Для колеса –

Для шестерни –

3.3. Определяем базовое число циклов нагружений

– при расчете на контактную прочность;

– при расчете на изгиб.

Для колеса –

Для шестерни –

3.4. Определяем действительные числа циклов перемены напряжений

Где,

– срок службы ( );

– коэффициент годового использования передачи;

– коэффициент суточного использования передачи.

Для колеса –

Отсюда –

Коэффициент долговечности при расчете на контактные напряжения:

, принимаем

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

, принимаем

Для шестерни –

Отсюда –

Коэффициент долговечности при расчете на контактные напряжения:

, принимаем

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

, принимаем

3.5. Определяем пределы контактной и изгибной выносливости

– контактная выносливость,

– изгибная выносливость.

Для колеса:

Для шестерни:

Допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи это меньшее из :

3.6. Межосевое расстояние

Принимаем , коэффициент межосевого расстояния для прямозубой цилиндрической передачи. Коэффициент ширины, принимаем 0,315 т.к. передача располагается симметрично.

Коэффициент ширины, т.к. передача внешнего зацепления, то

, по таблице ([1], с.21) выбираем , т.к. передача симметрична.

Т.к. термообработка колес произведена по I варианту (улучшение) и скорость колеса не достигает , то . ([1], с.20)

Межосевое расстояние

По таблице 19.28 ([1] ,с.481) принимаем

3.7. Модуль передачи

Из конструктивных соображений принимаем

3.8. Предварительные основные размеры колеса

– делительный диаметр , передача внешнего зацепления, поэтому

– ширина

3.9. Угол наклона и суммарное число зубьев

Так как передача прямозубая угол наклона зубьев равен

Отсюда суммарное число зубьев равно ,

Принимаем число зубьев

3.10. Числа зубьев шестерни и колеса

Во избежание подреза, минимально допустимое число зубьев –

Число зубьев шестерни –

Принимаем , что больше минимального числа зубьев ( ).

Число зубьев колеса внешнего зацепления

3.11. Фактическое передаточное число

Вычислим его по формуле , рассчитаем отклонение от заданного передаточного числа, вычисляем , получаем погрешность в пределах допустимого .

3.12. Размеры колес

Делительные диаметры:

– шестерни

– колеса внешнего зацепления

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

– диаметр вершин шестерни

– диаметр впадин шестерни

– диаметр вершин колеса

– диаметр впадин шестерни

Ширину шестерни принимают по соотношениям ([1], с.24) при , соотношение , отсюда

3.13. Пригодность заготовок колес

Условие пригодности колес:

– для цилиндрической шестерни , ;

– для колеса с выточками , ; .

Параметры материала взяты по таблице 2.1 ([1], с.17).

Проверка прошла.

3.14. Силы в зацеплении

– окружная ;

– радиальная т.к. угол профиля стандартный берем , соответственно ;

3.15. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

По таблице 2.4 ([1], с.25) принимаем степень точности передачи равной 8, Допустимая скорость колеса, равняется , соответственно. Сравниваем вычисленную окружную скорость колеса с допустимой:

– окружная скорость колеса – проходит.

Передача прямозубая, степень точности 8, так что коэффициент

Коэффициент

Коэффициент ширины

Коэффициент принимается исходя из твердости и скорости колеса, при твердости менее 350HB и окружной скорости ,

Коэффициент для прямозубых колес, твердость которых меньше 350HB принимается

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведенного числа зубьев:

По таблице 2.5 ([1], с.26) принимаем , .

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

Напряжения проходят проверку:

Для шестерни:

Для колеса:

3.16. Проверка зубьев по контактным напряжениям

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями , т.к. передача прямозубая.

Коэффициент определен ранее и равен .

Коэффициент принимаем исходя из типа передачи и твердости зубьев.

Расчетное контактное напряжение в зацеплении прямозубых передач

Напряжения проходят проверку: