Задание на проектирование. 
 

        1). Электродвигатель.

       I). Вал.

       2). Ремённая передача.

       II). Вал.

       3). Муфта. 

       4). Редуктор.

       5). Муфта.

       III). Вал.

       6). Исполнительный  механизм 
 
 
 
 
 

Исходные  данные: 

1.  Мощность   9 кВт
2. Частота вращения 160 об/мин
3. Режим работы тяжёлый
4. Периодичность включения 30 %
5. Срок службы 5 лет
6. Коэффициент использования передачи:

      а). в течении суток 0,5

      б). в течении года 0,5

7.   Реверсивность реверсивный

8.   Тип  передачи ремённая,

      цилиндрическая

      прямозубая. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Содержание

Введение 2

  1. Кинематические  и энергетические параметры. 3 

1.1. Подбор электродвигателя. 3 

1.2. Общее передаточное  отношение и передаточное отношение  ступеней. 3 

1.3. Частоты вращения  валов. 3

1 4. Мощности, передаваемые  валами. 4

1.5. Крутящие моменты, передаваемые валами. 4

2. Расчет цилиндрической  зубчатой передачи. 7

2.1. Выбор материалов  и определение допускаемых напряжений. 7

2.2. Межосевое расстояние. 9

2.3. Модуль, суммарное  число зубьев, ширина зубчатого  колеса. 9

2.4. Фактическое  передаточное число. 10

2.5.Фактическая  окружная скорость. 10

2.6. Проверка зубьев  на выносливость по контактным  напряжениям. 11

2.7. Проверка зубьев  на выносливость по напряжениям  изгиба. 11

2.8. Основные геометрические  размеры зубчатых колес. 12

3.Расчет валов.  Подбор подшипников. 15 

3.1. Ориентировочный  расчет валов. 15

3.2. Эскизная компоновка  вала. 15

3.3. Расчетные схемы  валов. Эпюры изгибающих и сжимающих  моментов. 15

3.4. Расчет шпонок  на смятие. 16 

3.5. Проверка долговечности  выбранных подшипников. 16

3.6. Уточненный расчет вала. 17

4.Конструктивный  размер корпуса редуктора. 19

5. Конструирование  колеса. 20

6. Смазка. 20

7. Сборка редуктора. 21

8. Заключение. 21

9. Литература. 22

10. Спецификация.

 

    Введение.

      Привод - устройство, предназначенное для  приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

      Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинематические  и энергетические параметры

 

1.1. Подбор  электродвигателя. 

    Требуемая мощность электродвигателя:

 
 
 

где P_I – мощность на первом валу;

  P_III – мощность на третьем валу;

  η_o – общий КПД привода. 

 Общий КПД привода: 
 

 

где η_р.п. – КПД ремённой передачи;

  η_з.п. – КПД зубчатой передачи;

  η_п. – КПД привода. 

2. Общее передаточное отношение и передаточное отношение  ступеней.

 
 

где n_I - частота вращения на первом валу;

  n_III – частота вращения на третьем валу (из исходных данных). 

 

где n_c – синхронная частота вращения двигателя;

      S – коэффициент скольжения.

 
 

где u_р.п. – передаточное отношение ремённой передачи;

      u_з.п. – передаточное отношение зубчатой передачи. 

3. Частоты вращения валов.

 

 

где n_II – (из исходных данных). 

1.4. Мощности, передаваемые валами. 

 

 

где P_III - (из исходных данных). 

5. Крутящие  моменты, передаваемые валами.

 

 

 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Исходные  данные и результаты расчёта клиноремённой  передачи

 

 

Расчёт  энергетических и кинематических параметров привода

2. Расчёт  цилиндрической зубчатой передачи

 

2.1. Выбор  материалов и определение допускаемых напряжений. 

      В соответствии с рекомендациями выбираем для шестерни сталь 40Х, для колеса- сталь 45 (нормализация).

      Допускаемые контактные напряжения: 

 

где S_Hj – коэффициент безопасности;

      s_H limb_j – базовый предел контактной выносливости;

      K_HLj – коэффициент долговечности. 

s_H limb₁ = 2HB₁+70,

s_H limb₂ = 2HB₂+70,

(для шестерни  j = 1, для колеса j = 2). 

Для определения  коэффициента долговечности, находим  число циклов нагружения: 

   

где L_Г – срок службы;

      К_Г – коэффициент использования в течении года;

      К_с - коэффициент использования в течении суток;

      ПВ  – относительная продолжительность включения. 

 

где t_p – время работы;

      t_ПЗ – время паузы. 

Определяем базовые  числа циклов перемен напряжений: 

 

Находим эквивалентные  числа циклов переменных напряжений: 

 

где М_Н = 0,18 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 

Значение коэффициента долговечности К_HL определяется по формуле:

 

где N_HO – базовое число циклов перемен напряжений для контактных напряжений. 

Определяем s_НР: 

Выбираем наименьшее из полученных значений s_НР.

 

Допускаемые напряжения изгиба: 

 

где s_{F limbj} – базовый предел изгибной выносливости;

      S_Fj – коэффициент безопасности;

      K_FCj – коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки;

      K_FLj – коэффициент долговечности.

      s_{F limbj} = 1,8НВ_j. 

Значение коэффициента долговечности К_FL определяется по формуле: 

 

где N_FO – базовое число циклов перемен напряжений для изгибных напряжений;

      m = 6 при НВ £ 350;

      N_FE – эквивалентные числа циклов переменных напряжений. 

 

где M_F = 0,06 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 

2.2. Межосевое  расстояние. 

где с = 430 для косозубых и шевронных передач;

      Y_ba = 0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. 

Крутящий момент на шестерне равен моменту на быстроходном валу редуктора, т.е.: 

 

      K_H – коэффициент нагрузки: 

 

где K_Hb - коэффициент концентрации или равномерности нагрузки по длине контактной

       линии;

      К_HV – динамический коэффициент;

      K_Ha – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Предварительно  назначаем 8 степень точности передачи. Для 8 степени точности

K_HV = 1,0…1,05, принимаем K_HV =1,03.

      Коэффициент K_Ha может быть определён только тогда, когда определены размеры передачи,  K_Ha выбираем из интервала 1,05…1,15, K_Ha = 1,1. 

Для определения  коэффициента K_Hb находим коэффициент y_bd по соотношению: 

 

номер схемы рассчитываемой передачи – IV

при HB £ 350, K_Hb = 1,1 

 

полученные значения межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 12289-76,

а_w = 160мм. 
 

2.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина  зубчатого колеса. 

Ориентировочно  определяем величину модуля: 

 

по ГОСТ 9563-80, выбираем m_n = 2мм. 

      Следует иметь в виду, что для силовых  передач модуль меньше 2мм рекомендуется не применять.

      Ширина  зубчатого колеса: 

 

полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra20 по ГОСТ 6636-69. 

2.4. Фактическое  передаточное число. 

      Число зубьев шестерни: 

 

где z_S - суммарное число зубьев. 

      Число зубьев колеса: 

 

      Фактическое передаточное число: 

 

фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u₀ < 4,5 и на 4% при u₀ > 4,5. 
 

2.5. Фактическая  окружная скорость. 

 

      Определяем  диаметры делительных окружностей  шестерни и колеса: 

                     

      Для проверки убедимся, что полу сумма  делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию: 

 

определяем степень  точности передачи и оставляем восьмую. 
 

2.6. Проверка  зубьев на выносливость по  контактным напряжениям. 

 

где K = 8540.

      Коэффициент нагрузки: 

 

      коэффициенты  K_HV и K_Ha уточняем, после определения размеров передачи и фактической окружной скорости, K_HV = 1,01; K_Ha = 1,09. 

 

      Перегрузка  по контактному напряжению допускается  не более 5%. 
 

2.7. Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. 

      Для шестерни: 
 

 

где g =1.

      Определяем  коэффициент нагрузки: 

 

где K_Fb - коэффициент концентрации нагрузки по изгибу;

      K_FV – динамический коэффициент;

      K_Fa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Для определения коэффициента формы  зуба Y_F1 находим эквивалентное число зубьев: 

 
 

      Для колеса:

 

      Аналогично  определяем Y_F2: 

 
 

2.8. Основные  геометрические размеры зубчатых  колёс. 

      Диаметры  дополнительных окружностей шестерни и колеса: 

                     

      Диаметры  окружностей вершин зубьев: 

                       

      Диаметры  окружностей впадин зубьев: 

                   
 
 
 
 
 
 

Расчёт  цилиндрической зубчатой передачи исходные данные 

 
 
 

3. Расчёт валов. Расчёт подшипников.

 

3.1. Ориентировочный  расчёт валов. 

где T_i – крутящий момент;

      [t] – допускаемое напряжение на кручение. 

Полученный результат  округляем по Ra40 в большую сторону. 
 

2. Эскизная  компоновка вала.

 
 
 

3. Расчётные схемы валов. Эпюры изгибающих и  сжимающих моментов.

 

      Полные  усилия: 

 

где F_t – окружное усилие;

      F_r – радиальное усилие;

      F_a – осевое усилие. 

      Окружное  усилие и полное усилие на зубе ведущего колеса (шестерни) всегда направлены в сторону противоположную вращению, а на колесе по направлению вращения. Осевое усилие направлено параллельно оси колёс. Радиальное усилие зависит и от направления вращения и от линии наклона зуба. 
 

4. Расчёт шпонок на смятие.

 

 

где Т – передаваемы вращающий момент;