Содержание

Введение……………………………………………………………………………...2

1 Расчёт  срока службы привода…………………………………………………….3

2 Выбор  двигателя. Кинематический расчет  двигателя…………………………...4

3 Выбор  материала зубчатой передачи.Определение  допускаемых напряжений.8

4 Расчет  зубчатой передачи………………………………………………………..11

5 Расчёт  нагрузок валов редуктора………………………………………………..17

6 Проектный  расчёт валов…………………………………………………………20

7 Эскизная  компоновка редуктора………………………………………………...23

8 Проверочный  расчет тихоходного вала………………………………………....26

     9 Конструирование зубчатого колеса………………………………………….….27

10Подбор  шпонок и проверочный расчет  шпонок……………………………….28

11   Литература……………………………………………………………………...29 

                                                  Введение

  В производственных  машинах  необходим большой  вращающий  момент при угловой скорости, меньшей, чем у двигателя. Для передачи движения от двигателя к  производственной  машине и  изменения  при этом угловой скорости  и вращающего момента служат различные передаточные механизмы. Зубчатый, или червячный, передаточный  механизм, предназначенный для уменьшения угловых  скоростей и  представляющий  систему  зубчатых колес в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли и одновременно  являющемся масляной ванной для механизма, называется редуктором.  Размещение опор валов редуктора в одном общем жестком корпусе обеспечивает  постоянство относительного  расположения  осей валов, а  это позволяет  применять широкие колеса с малым модулем. Применение малых модулей, в свою очередь, приводит к увеличению точности и уменьшению уровня шума при работе передачи, к снижению стоимости ее изготовления. Обильное смазывание  способствует малому износу и повышает КПД редукторной передачи. Наличие корпуса обеспечивает безопасность работы редукторов. Этими достоинствами редукторов объясняется вытеснение ими открытых передач.

  По  виду звеньев передачи редукторы  делятся на цилиндрические (оси ведущего и ведомого валов параллельны), конические (оси валов пересекаются), червячные (оси валов перекрещиваются в пространстве). Встречаются и комбинированные редукторы, представляющие сочетания зубчатых (цилиндрических и конических ) и червячных передач.

  Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно применяют  при передаточном числе U<7 . Одноступенчатый редуктор наиболее прост и надежен в работе. Применяется для мощностей  до 40000кВт.

  Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяются при передаточном  числах U<40. Первая (быстроходная) ступень редуктора во многих случаях имеет косозубые колеса: тихоходная ступень может быть выполнена с прямозубыми  колесами. Не менее  часто  применяются  редукторы, у которых обе ступени имеют колеса одинакового вида (прямозубые, косозубые  и шевронные).

  Трехступенчатый  цилиндрический  редуктор  обеспечивает передаточное число U<150 и выше. Достоинство данной схемы - симметричное расположение зубчатых колес всех ступеней.

  Коническо-цилиндрический    двухступенчатый    редуктор применяют при пересекающихся осях ведущего и ведомого валов. Передаточное число такого редуктора обычно не выше 25.

  При необходимости получения различных  угловых скоростей выходного  вала  в корпусе  редуктора  размещают  несколько пар зубчатых  колес  с  различными  передаточными  числами и специальный механизм  переключения , который может включать по мере надобности  ту или иную пару зубчатых колес. Такие передаточные механизмы называют коробками передач.

                                               Заключение

                           1 Расчёт срока службы привода 

1.1 Принимаем в соответствии с заданием: работу привода в 2 смены, нагрузку   малоизменяющуюся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов 

1.2 Определяем ресурс работы привода: 

  L_h = 365*L_r* t_c*L_c = 365*5*8*2 = 29200(чac)

   где:

      L_r - срок службы привода, лет

  t_c - продолжительность смены, час

      L_c – число смен 

   1.3 Принимаем время простоя машинного  агрегата 15% ресурса, тогда L_n будет представлять собой следующую формулу : 

        L_n = 0,85 *L_h = 0,85*29200= 24820(чac)

1.4 Составляем табличный ответ решения: 

                          2 Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя.

2.1 Определение мощности и частоты  вращения двигателя 

2.1.1 Определяем требуемую мощность  рабочей машины 

           P_рм = F*V = 1,2*0,8 = 0,96(кВт)

         где

            F - значение тяговой  силы, кH

            V - линейная скорость  тяговой цепи, м/сек 

     2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода: 

            h = h_зп*h_оп*h_м*h_пс*h²_пк = 0,965*0,965**0,98*0,985*0,992²=0,885

          где

            h_зп - КПД редуктора, принимаем 0,965

            h_оп - КПД открытой передачи, принимаем 0,965

            h_м  - КПД муфты, принимаем 0,98

    h_пк - КПД подшипников качения, принимаем 0,992

            h_пс - КПД подшипников скольжения, принимаем 0,985 

     2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя: 

  P_ном = P_рм / h = 0,96 / 0,885 = 1,09(кВт)

        где:

    Р_рм - мощность рабочей машины, Квт

    h - общий КПД  

Принимаем двигатель серии 4АМ80B6УЗ с номинальной мощностью Рном = 1,1 (кВт), и частотой вращения при номинальном режиме  n_ном = 920 (об/мин). 

     2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины: 

          n_рм = 60*1000*V = 60*1000*1,7  = 76,4(об/мин)

            π*Д          3,14*200

          где

               Д- диаметр барабана,мм

               V- скорость тягового органа,м/сек.

    2.1.5 Определяем передаточное отношение привода для принятого типа двигателя при заданной мощности : 

            U_ном = n_ном / n_рм = 920/ 76,4 = 12, 04(об/мин)

          где

    n_ном - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

    n_рм - частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин. 

   2.1.6 Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по СТ СЭВ 221-75   равным :       U_зп = 5,0 

   2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:

                    U_оп = U_ном / U_зп = 12,04 / 5,0 = 2,41 

   2.2    Определение силовых и кинематических параметров привода

    2.2.1 Определяем мощность валов привода: 

        а) Вал двигателя:

                  P_дв = P_ном =1,1(кВт)

        б) Быстроходный вал:

                  P₁ = P_дв*h_м*h_пк = 1,1*0,98*0,992= 1,07(кВт)

     где

h_оп - КПД открытой передачи

h_м - КПД муфты

            в) Тихоходный вал:

  Р₂ = Р₁*h_зп*h_пк = 1,1*0,965*0,992 = 1,02(кВт)

    где

    h_зп - КПД редуктора

    h_пк - КПД подшипников качения

     г) Вал рабочей машины:

     Р_рм = Р₂*h_оп*h_пс = 1,1*0,965*0,985 = 0,97(кВт)

    где

    h_оп - КПД открытой передачи

    h_пс - КПД подшипников скольжения 

  2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода: 

            а) Вал двигателя:

  w_ном = p*n_ном / 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)

где

    n_ном-номинальная частота вращения двигателя

  б) Быстроходный вал:

  w₁ = w_ном/ U_оп =39,95(рад/с)

        U_оп  - передаточное число открытой передачи

            в) Тихоходный вал:

   w₂ = w₁ / U_зп = 39,95/ 5,0 = 7,99(рад/с)

   где

   w₁ - угловая скорость быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0

  г) Вал рабочей машины:

  ω_рм = ω₂ = 7,99(рад/с)

   где

   w₂ - угловая скорость тихоходного вала.

     2.2.3  Определяем вращающий момент валов привода: 

      а) Вал двигателя:

  Т_дв = Р_дв / w_ном = 1100/ 96,29 = 11,42(Н*м)

    где

    P_дв - мощность на валу двигателя

    w_ном - номинальная угловая скорость

      б) Быстроходный вал:

  T₁ = Т_дв*U_оп*h_оп*h_пк= 11,42*2,41*0,965*0,992 = 26,35(Н*м)

    где

    Т_дв - вращающий момент двигателя

    h_пк - КПД подшипников качения

    h_оп - КПД открытой передачи

      г) Тихоходный вал:

  Т₂=Т₁*U_зп*h_зп*h_пк= 26,35*5,0*0,965*0,992 = 126,10(Н*м)

    где

    Т₁ - вращающий момент быстроходного вала

    U_зп - передаточное число закрытой передачи

    h_зп - КПД закрытой передачи

    h_пк - КПД подшипников качения 

         в) Вал рабочей машины:

  Т_рм = Т₂* h_м*h_пс = 126,10*0,98*0,985 = 121,73(Н*м)

    где

    Т₂ - вращающий момент тихоходного вала

                              h_пс - КПД подшипников скольжения

                              h_м - КПД муфты

     2.2.4Определяем частоту вращения валов привода:

        а) Вал двигателя:

              n_табл= n_ном = 920(об/мин)

   где

   n_ном - номинальная частота вращения двигателя

      б) Быстроходный вал:

   n₁ = n_ном /U_оп = 381,74(об/мин)

   где

   n₁ - частота вращения быстроходного вала

   n_ном - номинальная частота вращения двигателя

                  U_оп  - передаточное число открытой передачи

         в) Тихоходный вал:

     n₂ = n₁ / U_зп = 381,74/ 5,0 = 76,35(об/мин)

    где

    n₁ - частоту вращения быстроходного вала

    U_зп - передаточное число закрытой передачи

     г) Вал рабочей машины

     n_рм = n₂  = 76,35(об/мин)

    где

n₂ - частота вращения тихоходного вала.      

     2.2.5 Составляем табличный ответ  решения задачи:

                 Силовые и кинематические параметры  привода

                      3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений  

     3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал.

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

     3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса: 

             (HB)

             (HB)

     3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

     N_{1 =} 573 _*w_1* L_n= 573*39,95*24820=5,6816*10⁸

     N_{1 =}   573_*w_2* L_n= 573*7,99*24820=1,1363*10⁸

     где

    w₁ и w₂ - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с^-1

    L_n - рабочий ресурс двигателя, час 

     3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

  N_{но1   =}  22,8*10⁶ (млн. циклов)

  N_{но2   =}  16,29*10⁶ (млн. циклов)

        где

 N_но- число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

     3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса: 

     где

N_но - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

     Принимаем K_HL1= K_HL2 =1, т.к. N > N_но

     3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²) 

     3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²)

  Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм², т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

     3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба: 

     где

N_FO1, N_FO2 - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10⁶ циклов

N₁, N₂ - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода 

     3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм²)

        (Н/мм²) 

     3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса: 

     (Н/мм²)

     (Н/мм²) 

     3.1.9 Примем значения[σ]_F1 и [σ]_F2 на 25% меньше расчётного: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²)

  Принимаем _F = 191,966 (Н/мм²), т.к. выбираем по менее прочным зубьям. 
 
 
 

     3.12 Составляем табличный ответ  расчета: