ФГОУ ВПО «Башкирский государственный аграрный университет» 
 

Факультет: Энергетический

Кафедра: теоретической и прикладной механики

Специальность: Электрификации и авт с.х.

Форма обучения: очная  

Курс: ЭА 201  
 

 

    КУЧАЕВ  РУСЛАН МАРСОВИЧ

Курсовая работа

Проектирование  одноступенчатого

цилиндрического редуктора

                                                                   

                     

                                                                     «К защите допускаю»

                                                        Руководитель: Ахмаров Р.Г.

                                                                    ___________________________

                                                                      «____» ____________ 2008

Оценка при  защите

____________________

____________________

«____» __________ 2008 
 
 

Уфа 2008

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………….4

 

      ВВЕДЕНИЕ 

      Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

      Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

      В настоящей работе произведен расчет механического привода, закрытой прямозубой цилиндрической передачи.

 

      1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

      1.1 Общий коэффициент полезного действия

       - общее КПД привода. 

       = · · · =0,97·0,94·0,98·0,98=0,87

       - КПД цепной передачи;

       - КПД зубчатой передачи;

       -КПД муфты;

      1.2 Вычисление мощности двигателя:

        По величине потребляемой мощности транспортера( ) находим мощность двигателя:

       кВт,

        Находим частоту вращения выходного  вала 

      

        Определим требуемую частоту  вращения Э.Д.: принимаем 

        

      1.4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала ( )  выбираем электродвигатель:

• серия 4А
• тип 160М8/730
• асинхронная частота вращения об/мин, мощность кВт.

      Определяем  общее передаточное число привода:

      

      

      1.3Плонумеруем валы и определим мощность на каждом валу:

       кВт, где

       - КПД цепной передачи,

       кВт,

        Где - КПД зубчатой передачи;

      1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов.

       об/мин,

        об/мин

       об/мин

      ω1= π· /30= рад/с,

      ω2= π· /30= рад/с,

      ω3= π· /30= рад/с

      1.5Крутящие моменты на валах.

 

      Т1=Р1/ ω1=10,02·1000/76,4=131,15Нм,

      Т2=Р2/ ω2=10,34·1000/19,1=541,3Нм,

      Т3=Р3/ ω3=8·1000/8=1000Нм. 

      Таблица 1.1 Параметры валов привода 

        

      2 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

      2.1 Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки:

      Материал -Сталь 40

      

                 Шестерня      Колесо

            б_В =  950  МПа           б_В = 850 МПа

            б_Т = 750 МПа           б_Т =550 МПа

            Н_НВ = 260…280                                              Н_НВ = 230…260

      2.2 Допускаемые контактные напряжения зубьев.

 

 Определяем допускаемые  контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:

                                         (2.1 [1])

        - предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1]

       - для шестерни 

       - для колеса

       - коэффициент долговечности.  Для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения.

       - коэффициент безопасности. Для  зубчатых колес с однородной  структурой материала;  

      

      

      В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

      В данном случае:

      2.3 Допускаемые напряжения изгиба

      

      

      

        

      Принимаем

      

      2.4 Определяем межосевое расстояние  колес.

      Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем  по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов «Детали машин», автор М.Н. Иванов [1].

      

   (8.13 [2])

      Приведенный модуль упругости: Е_пр = 2,1·10⁵ МПа.

      Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]);   = 0,4.

      Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям

           Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра      

      По  графику рисунка 8.15 [2] находим:

      

      Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 170мм.

      2.5 Определяем модуль передачи

      m =(0.01…0,02) ·а=0,01·170=1,7мм

      Принимаем величину модуля m=2мм.

      2.6 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

      

      Число зубьев шестерни:

        принимаем z₁=34

      Число зубьев колеса:

      

      

      2.7 Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

      2.7.1 Определение делительных диаметров

      Шестерни: d₁ = m·z₁=2·34=68мм

      Колеса: d₂ = m·z₂=2·136=272мм

      а = (d₁ + d₂)/2= (68+272)/2=170мм   

      2.7.2 Определяем диаметры вершин зубьев

      Шестерни: d_а1 = d₁ + 2m =68+2·2=72 мм

      Колеса: d_а2 = d₂ + 2m = 272+2·2=276 мм

      2.7.3 Определяем диаметры впадин

      Шестерня: d_f1 = d₁ – 2,5m = 68-2.5·2=63 мм

      Колесо: d_f2 = d₂ – 2,5m = 272-2.5·2=268 мм

      2.7.4 Определяем ширину венца шестерни и колеса

      Ширина  колеса:    

      Ширина  шестерни:

        

      2.7.5 Проверяем величину межосевого расстояния

      a_w = 0,5·m· (z₁ +z ₂) = 0,5·2·(34 + 136) = 170 мм

      Таблица 2.1 Параметры прямозубого цилиндрического зацепления