Содержание

Введение

1. Расчёт срока службы привода

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатой передачи

5. Расчёт нагрузок валов редуктора

6. Проектный расчёт валов

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Проверочный расчет тихоходного вала

9 Конструирование зубчатого колеса

10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок

Литература




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.




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:

Lr, лет	tc,мчас	Lc	Ln, Час	Характер нагрузки	Режим работы
5	8	2	24820	Малоизме-няющаяся	Реверсивный

Тип двигателя 4АМ80В6УЗ; Р=1,1(кВт); n=920(об/мин)
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	Редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Переда-точное число U	5,0	2,41	Расчетная мощность Р, кВт	1,1	1,07	1,02	0,97
			Угловая скорость w, 1/с	96,2	39,95	7,99	7,99
КПД h	0,965	0,965	Частота вращения   n, об/мин	920	381,74	76,35	76,35
			Вращающий момент Т, Н*м	11,42	26,35	126,10	121,73

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое расстояние аw, мм		102		Угол наклона зубьев b		9,40
Модуль зацепления, m		1,5
Ширина зубчатого венца:				Диаметр делительной окружности:
шестерни b1, мм		35		шестерни d1, мм		34,0
колеса b2, мм		32		колеса d2, мм		170,0
Число зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни Z1		22,363		шестерни dа1, мм		37,0
колеса Z2		111,815		колеса dа2, мм		173,0
Вид зубьев		Косые		Диаметр окружности впадин: шестерни df1, мм колеса df2, мм		30,4 166,4
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения		Примечания
Контактные напряжения sН, Н/мм2			514,3				1,63%
Напряжения изгиба, Н/мм 2	sF1		220,55		143,56		34,9%
	sF2		191,97		131,87		31,3%

Сталь	Твердость	Термообработка	Предел выносливости (у-1)
45	235 … 262	Улучшение	335
40X	269 … 302	улучшение	410

	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм			Динамическая грузоподъемность С, кН	Статическая грузоподъемность, C0, кН
		d	D	B
Тихоходный вал	208	40	80	18	25,10	17,80
Быстроходный вал	205	25	52	15	10,80	6,95

8. Проверочный расчет тихоходного вала

8.1 Составляем расчётную схему тихоходного вала редуктора:

8.2 Определяем реакции в подшипниках:

8.2.1 Вертикальная плоскость:

åM_A = 0

50*F_t – 108*R_BY = 0

R_BY= 50*F_t / 108= 854(Н)

åM_B = 0

58*F_t – 108*R_AY = 0

R_AY = 58*F_t / 108 = 990(Н)

åy = 0

R_AY + R_BY – F_t = 0

990 + 854 – 1844 = 0
где:

F_t = 1844(Н) – окружная сила зацепления

8.2.2 Горизонтальная плоскость:

åМ_А = 0

44*F_М + 50*F_r – 108*R_BX – 0,5*F_a*d = 0

R_BX = (44*F_М + 50*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 645(Н)

åМ_B = 0

152*F_М - 58*F_r – 108*R_АX – 0,5*F_a*d = 0

R_АX = (152*F_М - 58*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 1806(Н)

åy = 0

F_М – R_AX + R_BX – F_r = 0

1847 – 1806 + 645 – 686 = 0
где:

F_a = 388(Н) – осевая сила зацепления

F_r = 686(Н) – радиальная сила зацепления

F_М = 1847(Н) – радиальная сила муфты

d = 236,9(мм) – делительный диаметр колеса

8.3 Строим эпюру изгибающих моментов:

8.3.1 В вертикальной плоскости:

а) М_ИВ1 = 0

б) М_ИВ2 = 0

в) М_ИВ3 = 0,05*R_AY = 0,05*990 = 49,5(Н*м)

г) М_ИВ4 = 0,108*R_AY – 0,058*F_t = 0,108*990 – 0,058*1844 = 0

8.3.1 В горизонтальной плоскости:

а) М_ИГ1 = 0

б) М_ИГ2 = 0,044*F_М = 0,044*1847 = 81,3(Н*м)

в) М_ИГ3сл = 0,094*F_М – 0,05*R_AX = 0,094*1847 – 0,05*1806 =83,3(Н*м)

г) М_ИГ3сп = 0,094*F_М – 0,05*R_AX – 0,5*d*F_a = 0,094*1847 – 0,05*1806 –0,5*0,2369*388 = 37,4(Н*м)

в) М_ИГ4 = 0,152*F_М – 0,108*R_AX – 0,5*d*F_a – 0,058*F_r = 0,152*1847 – 0,108*1806 – 0,5*0,2369*388 – 0,058*686 = 0
“М_X” [Н*м]






8.4 Строим эпюру крутящих моментов (М_К = Т₂):

8.5 Определяем суммарные радиальные реакции подшипников, Н:



где:

R_AY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. А

R_AX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. А

R_BY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. В

R_BX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. В

8.6 Определяем максимальный изгибающий момент для участков вала, Н*м:

где:

М_ИГ – изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_ИВ – изгибающий момент в вертикальной плоскости

Принимаем М_ИMAX = 97(Н*м)


8.7 Для опасного участка сечения вала определяем эквивалентный момент по 3-ей гипотезе прочности, Н*м:

где:

М_ИMAX – максимальный изгибающий момент

М_К – вращающий момент тихоходного вала

8.8 Проверяем вал на прочность:

где:

d – диаметр 2-ого участка вала

М_ЭКВ – эквивалентный момент

[у_-1]_И – предел выносливости материала
9. Конструирование зубчатого колеса
9.1 За исходные данные принимаем:

диаметр тихоходного вала под колесо D_B = 48(мм)

диаметр вершин зубьев колеса d_a = 240,9(мм)

диаметр впадин зубьев колеса d_f = 232,1(мм)

ширина сечения шпонок b_ш = 14(мм)

ширину венца колеса b = 35(мм)

глубина паза ступицы l_СТ = 3,8(мм)

модуль зацепления m_n = 2(мм)




9.2 Определяем наружный диаметр ступицы колеса D_СТ, мм:
D_СТ = 1,6*D_B = 1,6*48 = 76,8
где: D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

9.3 Определяем длину ступицы L_СТ, мм:
L_СТ = 1,3*D_B = 1,2*48 = 58
где:

D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

9.4 Определяем толщину обода зубчатого венца д₁, мм:
д₁ = 3*m_n = 3*2 = 6
где:

m_n – модуль зацепления

9.5 Определяем толщину диска д₂, мм:
д₂ =3,6*m_n = 3,6*2 =7,2
где:

m_n – модуль зацепления

9.6 Определяем наружный диаметр канавки зубчатого венца D_K, мм:
D_K = d_f – 2*д₁ = 232,1 – 2*6 = 220,1
где:

d_f – диаметр впадины зубьев колеса

д₁ – толщина обода зубчатого венца

9.7 Определяем диаметр, определяющий расположение отверстий в диске D₁, мм:
D₁ = 0,5*(D_K + D_СТ) = 0,5*(220,1 + 76,8) = 148
где: D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса
D_O = (D_K – D_СТ) / 3 = (220,1 – 76,8) / 3 = 48
где:

D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса

9.9 Определяем глубину фаски l_ф, мм
l_ф = 0,5*m_n = 0,5*2 = 1
где: m_n – модуль зацепления

Угол наклона фаски принимаем равным 45˚
10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок
10.1 Принимаем по ГОСТ 23360 – 78 размер шпонок, пазов и длину шпонок. Материал шпонок СТ45 (нормализованная). Назначаем допускаемое напряжение на смятие при стальной [у]_СМ = 100 … 120(Н/мм²):




Длина шпонки должна быть на 3 … 10 мм меньше длины ступицы детали насаживаемой на вал и принимают длину из ряда стандартных длин.

10.2 Проверяем соединения, осуществляемые с помощью призматических шпонок на смятие рабочих поверхностей и соединительных деталей для шестерни у_СМ1 и колеса у_СМ2:




где:

Т₁ – вращающий момент на быстроходном валу, Н*м

d – диаметр быстроходного вала под подшипник, мм

h – высота сечения шпонки, мм

l_р – расчетная длина шпонки, равная l_р = l – b = 32 – 8 = 24(мм)

где:

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Н*м

d – диаметр тихоходного вала под подшипник, мм

h – высота сечения шпонки, мм

l_р – расчетная длина шпонки, равная l_р = l – b = 50 – 14 = 36(мм)

у_СМ при стальных ступицах берется от 100 до 150 Мпа. Меньшие значения допускаемых напряжений принимают при передачах неравномерных или передаточных нагрузках.




Литература
1. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 1. – Минск: МГВРК, 1998

2. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 2. – Минск: МГВРК, 1999

3. Боголюбов С.К. Черчение. – М.: Машиностроение, 1989