НОЯБРЬСКИЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ КОЛЛЕДЖ
имени В.А. Городилова
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
для специальности
150411 «Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования»
г. Ноябрьск
2003 г.
Методические указания для студентов по курсовому проектированию деталей машин для специальности
1701 «Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования»
Составитель: преподаватель ННГК Г.В. Новичкова
СОДЕРЖАНИЕ
1 §1. Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей…………………………..
2 §2. Расчет цилиндрического косозубого редуктора с колесами из стали повышенной твердости……………………………………….
3 §3. Расчет привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей………………………………
4 §5. Проектирование привода с одноступенчатым коническим
прямозубым редуктором и цепной передачей……………………
5 5. §6.
6 Приложения……………………………………………………………...
7 Список литературы………………………………………………………
РАСЧЕТ ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Передача гибкой связью (клиноременная) помещена перед редуктором.
Рисунок 3.1 Кинематическая схема.
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
Определяем требуемую мощность электродвигателя
(3.1)
где h - общий кпд привода.
h =hзп×hрп×hм×hпn, (3.2)
где hзп - кпд зубчатой передачи, 0.98
hрп - кпд ременной передачи, 0.95
hм- кпд муфты, 0.98
hп- кпд подшипников, 0.99
n- количество пар подшипников. 2 (таблица 1.1 [1]).
h=0.98×0.95×0.98×0.99²=0.9
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nэтр =n3×uред× uцп, (3.3)
где uред— передаточное число редуктора,
uцп – передаточное число цепной передачи по таблице 1.2[1].
Значение передаточного числа выбираем по стандартному ряду
u: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; …
Для одноступенчатого цилиндрического редуктора u=2…5.
nэтр=250×3×2.5=1875
Затем по таблице 19.27[1] или А.1 по требуемой мощности Ртр и частоте вращения nэтр выбираем электродвигатель. Перегрузка асинхронного двигателя допускается до 8%.Из таблицы выписываем маркировку двигателя, мощность, частоту вращения вала двигателя. По таблице 19.28 [1] или А.2 определяем габаритные основные размеры (обязательно диаметр выходного конца вала ротора d1). Рисуем эскиз электродвигателя с нанесением габаритных основных и присоединительных размеров.
Рисунок 3.2 Эскиз электродвигателя
Проверяем общее передаточное число
(3.4)
Корректируем передаточное число ременной передачи
(3.5)
Расчет частот вращения и угловых скоростей сводим в таблицу.
Таблица 3.1— Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и рабочей машины
| Вал | Частота вращения вала, об/мин | Угловая скорость вала, рад/с |
| Вал А | n1=nдв=1435 | 
|
| Продолжение табл. 3.1 | ||
| Вал В | 
| 
|
| Вал С | n3=250 | 
|
Вращающие моменты:
на валу ведущего шкива ременной передачи редуктора
(3.6)
где Т1—требуемая мощность электродвигателя, Вт;
на валу шестерни редуктора
(3.7)
на валу колеса
(3.8)
Расчет зубчатой пары редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. Б.3 приложения: для шестерни сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
(3.9)
где sHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. Б.4 приложения для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
sHlimb = 2 НВ + 70; (3.10)
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1;
[SH]-коэффициент безопасности, [SН]=1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
для шестерни
(3.11)
для колеса
(3.12)
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжени
[sH] = 0,45 ([sH1] + [sH2])=0,45·(482+427,2)=409МПа (3.13)
Должно выполняться условие [sH]£1,23[sH2].
Коэффициент КНb, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. Б.5. Несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор, примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстояниюYba=b/aw=0,25…0,63 из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66*: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25.
(Для прямозубых колес Yba £ 0,25, для шевронных Yba>0,63).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
(3.14)
где для косозубых и шевронных колес Ка= 43,0; для прямозубых Ка=49,5; а передаточное число нашего редуктора u=uред.
Определяют межосевое расстояние и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66* (в мм): 
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn=(0.01…0.02) aw (3.15)
Выбираем модуль в интервале (0,01-0,02) аw и выравниваем его по
ГОСТ 9563-60**(в мм):
Первый ряд следует предпочитать второму.
Примем предварительно угол наклона зубьев b=10о и определим числа зубьев шестерни и колеса
(3.16)
принимаем z1=31;
тогда
z2=z1u=31 
(3.17)
Уточненное значение угла наклона зубьев
(3.18)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
(3.19)
(3.20)
Проверка:
(3.21)
диаметры вершин зубьев:
(3.22)
(3.23)
ширина колеса 
(3.24)
ширина шестерни 
мм=64+5=69мм (3.25)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
(3.26)
Окружная скорость колес и степень точности передачи
(3.27)
По табл. Б.6 определяем степень точности.
Коэффициент нагрузки
(3.28)
где значения КНb даны в табл. Б.7, КНa в табл. Б.8, КНu в табл. Б.9.
Проверку контактных напряжений проводим по формуле
(3.29)
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
(3.30)
радиальная
(3.31)
где a=20о— угол зацепления;
осевая
(3.32)