СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………….5

1. Кинематический  и силовой расчёт привода
1. Схема привода и её описание………………………………………………6
2. Выбор электродвигателя…………………………………………………....7
3. Уточнение передаточных отношений……………………………………..8
4. Кинематический и силовой расчет……………….…………………..……8

2. Расчёт зубчатых  передач

    2.1. Схема передачи, исходные данные, цель расчёта……………..…….…….10

    2.2. Критерий работоспособности и расчёта……….……………………….......10

    2.3. Выбор материалов зубчатых колёс……… ……………………….………..11

    2.4. Расчёт допускаемых напряжений……………….……………………….... .11

    2.5. Проектный расчёт передачи…………………….…………………………..13

    2.6. Подбор основных параметров зацепления……..………………………......14

    2.7 Расчет размеров зубчатых венцов……………….………………………….14

    2.8. Проверочные расчёты………………………...……………………………..15

    2.9. Силы, действующие в зацеплении………………………………………….18

    2.10 Итоговая таблица параметров…………...…………………….…………...19

3 Компоновка  редуктора

   3.1 Контурный эскиз редуктора………………………………………….............19

   3.2 Ориентировочный  расчёт валов……………………………………………..20

   3.3 Конструктивные  размеры зубчатых колес……………………..…………...22

   3.4 Подбор подшипников………………………………………………………...22

   3.5 Подбор болтов и проектирование фланцев…………………………………24

   3.6 Проектирование крышек  подшипниковых узлов………………………….25

   3.7 Выбор  шпонок………………………………………………………………...26

4. Проверочные расчеты

    4.1 Проверочные расчеты шпоночных  соединений……………………….…..27

    4.2 Проверочный расчет подшипников………………………………………...28

    5. Выбор смазки…………………………………………………………………….31

    6. Выбор муфты…………………………………………………………………….32

    7. Сборка и регулировка редуктора……………………………………………….33

Заключение…………………………………………………………………………34

Список использованной литературы…………………………………..………….35 
 
 
 
 

Введение

    Согласно задания требуется разработать привод, состоящий из электродвигателя, редуктора и ремённой передачи.

    Требуется выбрать электродвигатель, определить передаточные отношения; рассчитать зубчатую передачу; спроектировать валы; подобрать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

    Электродвигатель  выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются  на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Подшипники проверяются на долговечность  по динамической грузоподъемности. Муфты подбираются с учетом условий работы в приводе, диаметров соединяемых валов и проверяются по передаваемому моменту. Размеры шпонок принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала и проверяются на смятие.

    Форма и размеры деталей редуктора  определяются конструктивными и технологическими соображениями, а так же выбором материала и способом получения заготовок.

    При проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода. 
 
 
 
 
 
 

   1 Кинематический расчёт привода

    1.1Схема привода

Схема привода

Рисунок 1.1

На схеме  обозначены:

М-электродвигатель;

1 – ведущий  шкив;

2 –  ведомый  шкив;

3 – шестерня;

4 – колесо  прямозубой цилиндрической передачи;

Движение от электродвигателя передаётся на ведущий шкив 1, далее через клиноременную передачу 1-2 на входной вал редуктора 2-3. Через зубчатую передачу 3-4, движение передаётся на выходной вал 4,  и далее через упругую муфту на вал исполнительного механизма.

     Вращающий  момент на выходном валу привода:  T_вых = 100 Н × м

     Угловая скорость вращения выходного вала привода: w_вых = 35 рад/сек 
 

    1.2 Выбор электродвигателя

    1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’_эд = Р_вых / h_общ ,

где  Р_вых –мощность на выходном валу привода, кВт.

    h_общ – общий КПД привода;

    h_общ= h₁₄ = h₁₂×h₃₄×h^m_п  где,

    h₁₂ – КПД клиноремённой передачи  1-2 (по рекомендациям h₁₂ = 0,95);

    h₃₄– КПД прямозубой цилиндрической закрытой передачи 3-4 (h₃₄ = 0,97);

    h_п – КПД пар подшипников;

    m – число пар подшипников.

h_общ = 0,96 × 0,97 × 0.99² = 0,903

    Р_вых = Т_вых×  w_вых,  где

    Т_вых – вращающий момент на выходном валу;

    w_вых – Угловая скорость вращения выходного вала.

    Р_вых = 100 × 35 =3500 Вт = 3,5 кВт;

     1.2.2 Определение требуемой частоты вращения электродвигателя

               n_э.тр = n_вых × i₁₄^’

      где, i₁₄^’  – рекомендованное общее передаточное отношение привода;

             n_вых – частота вращения выходного вала привода.

  i₁₄^’ = i₁₂^’ × i₃₄^’ ,

 где   i₁₂^’ – рекомендованное передаточное отношение клиноремённой передачи

(i₁₂^’ = 2,5)

 i₃₄^’ – рекомендованное передаточное отношение закрытой цилиндрической прямозубой передачи (i₃₄^’ = 4);

i₁₄^’ = 2,5 × 4 = 10

n_э.тр= 334,395× 10 = 3343,95 об/мин

      1.2.3 Выбор электродвигателя

        На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:                    

                                      n_эд≈ n’_эд    Р_эд ≥Р’_эд

        P = 4 кВт;

        n_эд = 2850 об/мин;

        d = 28 мм;

Выбираем электродвигатель АИР 100 S 2 ТУ 16-525.564-84

Эскиз электродвигателя

Рисунок 1.2

     1.3 Уточнение передаточных отношений

i₁₄ = n_эд / n_вых     

;

Принимаем i₁₂ = 2 ,

 тогда i₃₄ = i₁₄ / i₁₂  

i₃₄ = 8,523/ 2;

      i₃₄ =4,2615;

    1.4 Кинематический и силовой расчёт

    1.4.1 Определение мощностей на валах

                             P₁=P^’_эд                        Р₁ = 3,875 кВт

Р₂₃ = Р₁ ×h₁₂ × h_п        Р₂₃ = 3,875× 0,95 ×0,99 = 3,644 кВт

                             Р₄ = Р₂₃×h₃₄ × h_п         Р₄ = 3,644× 0,97 × 0,99 = 3,5 кВт

      где Р₁, Р₂₃, Р₄– мощности на соответствующих валах.

      Проверка

     Р₄ = Р_вых;  3,5=3,5; 

1.4.2 Частота вращения валов привода

                               n₁ = n_эд                       n₁ = 2850 об/мин

                               n₂₃ = n₁/i₁₂                 n₂₃ = 2850 / 2 = 1425 об/мин

                               n₄ = n₂₃/i₃₄                n₄₅ = 1425 / 4,2615= 334,389 об/мин

    n₄ = n_вых

     1.4.3 Угловая скорость вращения валов

       w _i= p×n_i / 30

              w ₁ = 3,14× 2850 / 30 = 298,3рад/с

               w ₂₃ = 3,14× 1425 / 30 = 149,15рад/с

        w ₄ = 3,14 × 334,389/ 30 = 35 рад/с

     где,  i – индекс вала согласно принятому обозначению.

     1.4.4 Крутящие моменты на валах

      Т_i = Р_i×10³/w _i

      Т₁ = 3,875× 10³ / 298,3= 12,99 Н×м,

      Т₂₃ = 3,644× 10³ / 149,15= 24,43 Н×м,

      Т₄  = 3,5× 10³ / 35 = 100 Н×м;

      Т₄  = Т_вых;

     Результаты кинематического и силового расчёта:

     Таблица  1.1

     2 Расчёт  зубчатых  передач.

        Расчет передачи 3-4(цилиндрическая, прямозубая, закрытая)

2.1Схема передач 

Цилиндрическая  зубчатая передача

Рисунок 2.1 

Исходные  данные: Т₂₃ = 24,43 Н/м;      Т₄ = 100 Н/м;

                                 w₂₃ = 149,15 об/мин ;

                                i₃₄ = 4,2615;

    Цель  расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс
2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
3. Назначение степени точности зубчатых колёс
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи

      Зубчатые передачи выходят из строя в основном по 2м причинам:

 - усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев;

 -  усталостной  поломки зуба;

       Если  передача закрытая (работает в редукторе), с не высокой твёрдостью рабочих  поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих   поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

 s_Н < [s_Н]

 А если передача открытая или закрытая, но с высокой  твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

 s_F < [s_F]

 Во всех случаях необходима проверка на статическую  прочность. 

   2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

     Так как к приводу не предъявляется  особых требования по массе  и габаритам,     то в качестве материалов зубчатых колес  используют стали со средними механическими характеристиками. С целью уменьшения вероятности задира, твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна примерно на 10% выше          

    Твердости  зубьев колеса. 

    Таблица  2.1

     2.4 Расчёт допускаемых напряжений

     2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

    [s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H,

      где     S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной структурой);

        s_{H lim}  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL,

где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

    K_HL - коэффициент долговечности (K_HL = 1 , так как срок службы передачи не ограниченно долгий).

s_{H lim B} = 2×Н_НВ +70   табл. 2.2 [1]

s_{H lim B 3}= 2×250 + 70 = 570 МПа                       s_{H lim B 4}= 2×200 + 70 = 470 МПа 

       [s]_{H 3} = Мпа           [s]_H4 = Мпа

В качестве расчётных  [s]_H для прямозубых цилиндрических колёс принимается меньшее значение:    [s]_{H 4} < [s]_H3 Þ [s]_{H 34} = 384,545 Мпа 
 

   2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на        усталостный изгиб.

 где,  s_{F lim B}  - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

       S_F – коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2); 

        S_F=1,75   табл. 4.2 [2]                              

       K_FL - коэффициент долговечности (K_FL = 1);

      s_{F lim B} = 1.8 Н_НВ     табл. 4.2 [2]

      s_{F lim B3} = 1.8 × 250 = 450 Н/ мм*2   s_{F lim B4} = 1.8 × 200= 360 H/мм*2 

     2.5 Проектный расчёт передачи.

          Так как передача закрытая с невысокой твёрдостью рабочих поверхностей       зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя будет усталостное выкрашивание и проектный расчёт ведём из условий ограничения контактных напряжений. 

                                                            s_Н < [s_Н]

Рассчитаем  межосевое расстояние:

    где - межосевое расстояние передачи;

           u₃₄ – передаточное отношение передачи;

           Т₃ – крутящий момент на колесе;

           К_Н -  коэффициент нагрузки;                                         

            y_а – коэффициент ширины зубчатого венца; 

      Принимаем К_Н =1,2 

      y_а = b / a₃₄ = (0,315…0,4);    y_а = 0,316 

       Принимаем 

    2.6 Подбор основных параметров зацепления.

    2.6.1 Модуль передачи

                                                    m = (0.01…0.02) × a₃₄

           m₃₄ = (1,3…2,6)  мм

    принимаем  m₃₄ = 2,5     табл. 6.2 [2]

 2.6.2 Определение числа зубьев зубчатых колёс

    Определим  суммарное число зубьев:                                            

     Принимаем

     Определим  число зубьев шестерни:

        принимаем = 20;

     Число  зубьев на колесе:

      Уточняем передаточное отношение:

         Погрешность не превышает 2%, значит  принятые параметры принимаются   окончательно. 

    Принимаем исходный контур по ГОСТ 13755-81. Принимаем  коэффициент смещения исходного контура: шестерни:  Х3=0; колеса: Х4=0;