Содержание

Задание на проект

Введение

1. 
   Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
   
2. 
   Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи
   
3. 
   Расчет открытой цепной передачи
   
4. 
   Расчет первого вала редуктора
   
5. 
   Расчет подшипников первого вала по динамической грузоподъемности
   
6. 
   Расчет второго вала редуктора
   
7. 
   Расчет подшипников второго вала
   
8. 
   Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора
   
9. 
   Расчет шпоночных соединений
   
10. 
    Расчет ведомого вала в сечение на усталостную прочность
    
11. 
    Смазка зацепления и подшипников
    

Заключение

Список литературы
Введение

Заданный привод слесарного аппарата состоит из двух механических передач – редуктора и открытой клиноременной передачи, а также в привод входят 1 муфта и двигатель. Привод понижает частоту вращения двигателя в передаточное число раз. Это число можно найти двумя способами:

1. ;

2.

Целью проекта является разработка конструкции редуктора.

Охарактеризуем заданный редуктор:

1. 
   Редуктор – это закрытая понижающая передача;
   
2. 
   Редуктор цилиндрический, так как оси валов параллельны;
   
3. 
   Редуктор косозубый: шестерня имеет левый наклон, колесо – правый;
   
4. 
   Редуктор одноступенчатый, так как число зацеплений = 1;
   
5. 
   Редуктор вертикальный.
   

Критерии работоспособности.

Достоинства:

1. 
   Высокая надежность и КПД (до 0,97…0,98);
   
2. 
   Большая загрузочная способность;
   
3. 
   Простота обслуживания;
   
4. 
   Малая масса;
   
5. 
   Постоянное передаточное число;
   
6. 
   Возможность использования недефицитных материалов.
   

Недостатки:

1. 
   Требуется высокая точность изготовления;
   
2. 
   Появление шума в процессе работы;
   
3. 
   Высокая жесткость не позволяет компенсировать нединамические нагрузки.
   

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

1.1. Найдем общий КПД привода

,

где [ 3, табл. 2]



1.2. Требуемая мощность двигателя





1.3. Выбор электродвигателя

Назначаем закрытый обдуваемый электродвигатель серии 4АМ80В4У3

Р _двиг = 1.5 кВт

n _{синх дв} = 1500 об/мин

n _асинх = n _ном = n _дв = 1415 об/мин

d₁ =22мм

[ 6 , табл. К9]

1.4. Передаточное число привода и его разбивка








1.5. Кинематический и силовой расчет двигателя

Таблица 1

N	n, об/мин		Р, Вт	Т, Н·м
Вал двиг-ля	n=1415		P=1153	T=7.79
I в.	n1=383		Р1=1095.4	Т1=27
II в.	n2=95.5		Р2=1041.4	Т2=104.2

;

;







;


2. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи

2.1. Выбор материала шестерни и колеса

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45,

термическая обработка – улучшение,

твердость НВ₁=260;

для колеса – сталь 45,

термическая обработка – улучшение,

но твердость на 30 единиц ниже – НВ₂=230 [6, табл. 3.1]

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

,

где - допускаемое контактное напряжение,

- предел контактной выносливости,

К_HL – коэффициент долговечности.

К_HL=1, так как число рабочих циклов нагружения зубьев колес больше базового числа при заданной долговечности L=16000 часов.

S_H=1,2 [6, с.13] – коэффициент безопасности.





Так как зубья косозубые, то расчетное допускаемое контактное напряжение



2.3. Допускаемое напряжение изгиба

,





2.4. Определим межосевое расстояние редуктора

,

К_а=43, так как передача косозубая

И_ред=4



К_нв=1,25 – предварительный коэффициент неравномерности нагрузки (симметрич.)



по ГОСТ 2185-66 принимаем a_w=125 мм.

2.5. Нормальный модуль зацепления



по ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=1.5мм

2.6. Числа зубьев шестерни и колеса

Выберем предварительно .



Принимаем: z₁=33, z₂=132



z₁>16, т.к. косозубое

Уточним передаточное число редуктора

;



2.7. Уточним угол

, следовательно, угол найден верно.

2.8. Основные размеры зубчатых колес

2.8.1. Найдем размеры делительных окружностей шестерни и колеса

;



2.8.2. Найдем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса



2.8.3. Найдем диаметры впадин шестерни и колеса



2.8.4. Ширина шестерни и колеса

;

b₁=b₂+5=50+5=55 мм.

2.9. Коэффициент ширины шестерни по диаметру


2.10. Окружная скорость колес



Принимаем VIII степень точности [ 4, с.32]

2.11. Силы зацепления

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

2.12. Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям

2.12.1. Коэффициент нагрузки находится методом интерполяции



При , твердости НВ 350

При м/с и VIIIстепени точности

Для косозубых колес при V 5 м/с имеем

[5, рис.4.1,табл. 4.3, 4.6]


2.12.2. Найдем контактное напряжение в зубе





327.271 МПа <420 МПа, условие прочности по контактным напряжениям выполнено, значит есть запас прочности.
2.13. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

2.13.1. Коэффициент нагрузки



где [ 5, табл.4.4, 4.7]

2.13.2. Найдем числа зубьев эквивалентного колеса и методом интерполяции определим коэффициенты формы зуба





Y_F1=3.75; Y_F2=3,6 [ 5, табл. 4.12]

2.13.3. Коэффициент компенсации погрешности



2.13.4. Коэффициент неравномерности нагрузки



где =1,5 - коэффициент торцового перекрытия,

n =8 – степень точности зубчатых колес.



2.13.5. Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса





условие прочности для закрытой передачи выполняется.
3. Расчет открытой клиноременной передачи

3.1. Выбор сечения ремня

Р _треб = 1,153 кВт

n _двиг = 1415 об/мин

тогда применяем клиновые ремни нормального сечения О

[6, стр.82]

3.2. Определение минимально допустимого диаметра ведущего шкива

Т _двиг = 7,79 Н·м, следовательно, d_1min = 63 мм

[6, табл.5.4]

3.3. Выбор расчетного диаметра ведущего шкива

d ₁ = 71 мм

[6, табл. К40]

3.4. Определение диаметра ведомого шкива

d ₂ = d ₁ ·И·(1 - ε) = 71·3.7(1 – 0.02) = 257.4 мм

d ₂ = 250 мм

[6, табл. К40]

3.5. Определение фактического передаточного числа





3.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния

a ≥ 0.55 (d ₁ + d ₂ )+ h, где h=6мм

[6, табл. К31]

a ≥ 0.55 (71 + 250 )+ 6

a = 182.5 мм

3.7. Определение расчетной длины ремня



l = 900 мм [6, табл. К31]

3.8. Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине



3.9. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива



121.73 ^о > 120 ^о

3.10. Определение скорости ремня



где [υ]=25 м/с

м/с

υ < [υ]

3.11. Определение частоты пробегов ремня

где [U] = 30 c^-1



U < [U]

3.12. Определение допускаемой мощности, передаваемой клиновым ремнем

,

где [P₀]=0,56 кВт, С _p =0.9, C _α = 0,83, C _l = 1, C _z =0,95

[6, табл. 5.2]



3.13. Определение количества клиновых ремней



3.14. Определение силы предварительного натяжения



3.15. Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней



3.16. Определение силы натяжения ведущей F ₁ и ведомой F ₂ ветвей





3.17. Определение силы давления на вал



3.18. Определение ширины шкива

В _шк = (z-1)p + 2f, где p=12, f=8

[1, табл. 10.23, К40]

В _шк = (3-1)·12+2·8 = 40 мм

Проверочный расчет

3.19. Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви



где , где А = 47мм²

, где Е _И = 80 мм²

, где ρ = 1300 кг/мм³

2.484 + 6.761 + 0.035 = 9.33 < 10

Вывод: один клиновый ремень выдержит максимальные напряжения в сечении ведущей ветви.
4. Расчет первого вала редуктора

4.1. Геометрические размеры первого вала

Первый вал изготовляем в виде вала – шестерни, т.к. передаточное число редуктора больше 2,8. Первый вал – ступенчатый.





Принимаем: d_в1 = 20 мм

Найдем диаметр под подшипники



Т.к. редуктор косозубый, то устанавливаем на первый вал радиальные шарикоподшипники легкой серии ГОСТ 8338 – 75.

Таблица 2

№	dn1	D	В	С	С0
205	25	52	15	14,0	6,95

[6, табл. К27]
4.2. Силы, действующие на первый вал

,

,









4.3. Выполнение эпюр для первого вала

4.3.1. Рассмотрим изгиб вала в вертикальной плоскости:









Проверка:



973.767 – 142.526 – 434.141 – 397.1=0

0=0


Участок 1 (слева)








Рис.4.1
Участок 2 (слева)






Рис. 4.2
Участок 3 (справа)




Рис. 4.3
4.3.2. Рассмотрим изгиб вала в горизонтальной плоскости

<sub>,



,</sub>



Проверка:



- 540 + 1080 –540 = 0

0=0
Участок 1 (слева)






Рис. 4.4
Участок 2 (справа)







Рис. 4.5.
5. Расчет подшипников первого вала по динамической грузоподъемности

5.1. Найдем суммарные реакции в опорах 1 и 2





Дальнейший расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре – 2

5.2. Найдем отношения



е=0,022 [ 5, табл.П5]

x=0.56, y=1.99

V=1 , т.к. у подшипников вращается внутреннее кольцо

5.3. Эквивалентная нагрузка, действующий на второй подшипник



к _б= 1.1 , т.к. работа двухсменная

к _т = 1, т.к. температура в редукторе < 100 ^oC

4. 
   Долговечность подшипника
   

где , а₁=1, а₂=0,8, n₁=383 об/мин,





Подшипник радиальный однорядный легкой серии №205 ГОСТ 8338 – 75 на первый вал устанавливать можно.
6. Расчет второго вала

6.1. Найдем параметры участков второго вала





Принимаем: d_в2 = 30 мм, l _муф = 58 мм [6, табл. К21]

Найдем диаметр под подшипники



Таблица 3

	d п2	D	B	C
207	35	72	17	25.5	13.7

[6, табл. К27]

Диаметр под колесо

d_к=d_n2+5=35+5=40мм

Диаметр буртика

d_бурт.= d_к+5=40+5=45мм
6.2. Силы, действующие на второй вал

,

,






6.3. Построим эпюры для первого вала

6.3.1. Рассмотрим изгиб вала в вертикальной плоскости









Проверка:



-35.039 – 362.061 + 397.1 = 0

0=0
Участок 1 (слева)





Рис.6.1
Участок 2 (слева)







Рис. 6.2
6.3.2. Рассмотрим изгиб вала в горизонтальной плоскости

<sub>,



,</sub>



Проверка:



- 444.149 – 1080 + 2800 – 1276 = 0

0=0
Участок 1 (слева)







Рис. 6.3




Участок 2 (слева)







Рис. 6.4
Участок 3 (справа)






Рис. 6.5
7. Расчет подшипников второго вала

7.1. Найдем суммарные реакции в опорах 3 и 4





Дальнейший расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре – 4

7.2. Найдем отношения



е=0,019 [5, табл. П5]

x=0,56, y=2,30

V=1 , т.к. у подшипника вращается внутреннее кольцо

[6, табл. 9.1, 9.2]

7.3. Эквивалентная нагрузка, действующий на первый подшипник



7.4Долговечность подшипника







Следовательно, подшипник №207 ГОСТ 8338-75 на второй вал подходит.
8. Расчет шпоночных соединений

Устанавливаем на валы редуктора призматические шпонки со скругленными торцами ГОСТ 23360 - 78

8.1. Рассчитаем шпонку первого вала под ременную передачу

d_в1=20мм b=6, h=6 t₁ = 3,5 [ 6, К42]







σ _см1 < [σ _см ]

Шпонка ГОСТ 23360-78 на первый вал подходит

8.2. Расчет шпонки второго вала под муфту

d_в2=30мм b=8, h=7, t₁ = 4

, [ 6, табл. К42]





σ _см2 < [σ _см ]

Шпонка ГОСТ 23360-78 на второй вал подходит.

9.3. Шпонка под колесо

d_k =40мм b=12, h=8, t₁ = 5

, [ 6, К42]





σ _см3 < [σ _см ]

Шпонка ГОСТ 23360-78 подходит

9. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

9.1. Толщина корпуса и толщина крышки корпуса

а) Толщина стенки корпуса



б) Толщина стенки крышки корпуса редуктора



[6, стр. 217]

9.2. Определение диаметров фундаментных болтов d₁, стяжных болтов d₂ и диаметры штифтов d₃



Количество штифтов 2 и устанавливаются по диагонали. Принимаем конические штифты ГОСТ 3129 – 70.

[1, табл. К44]
10. Расчет ведомого вала в сечении под зубчатым колесом на усталостную прочность

10.1. Считаем, что нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу, а касательное напряжение по пульсирующему циклу


Симметричный цикл


Пульсирующий цикл


10.2. Назначаем для второго вала из табл. 3.3 [ 4 ] материал сталь 45 с термообработкой – нормализация

НВ = 190

- предел прочности

Рассчитаем предел усталостной прочности при симметричном цикле



10.3. Суммарный изгибающий момент под колесо



10.4. Моменты сопротивления (осевой и полярный)





10.5. Среднее и амплитудное значение нормальных напряжений при симметричном цикле



10.6. Амплитуда и среднее значение касательных напряжений при пульсирующем цикле



10.7. Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

коэффициент пропорциональности

коэффициент концентрации напряжений [ 4, табл.8.5]

масштабные факторы [ 4, табл.8.8]

,



10.8. Результирующий коэффициент запаса усталостной прочности

, где [S]=1,5

Вал спроектирован верно, микротрещин в процессе работы от переменных напряжений не будет.
11. Смазка зацепления и подшипников

υ = 2 м/с > 1 м/с

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь до уровня, обеспечивающего погружения колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,3 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности: .

Масло в редуктор заливается через смотровое окно, сливается через отверстия, расположенное в нижней части корпуса. Уровень масла измеряется маслоуказателем.



h _min = 2.25·m _n = 2.25 ·1.5 = 3.4 мм

h _max = (0.1 … 0.5) d ₁ = 0.5· 50 = 25 мм

[1, стр. 281]

3.4 < h < 25

Т.к. шестерня в вертикальном редукторе имеет нижнее расположение, то подшипник не должен заливаться маслом. Для этого устанавливаем лопасти.

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м²/с [ 4, табл.10.8]. По таблице 10.10 [ 4 ] принимаем масло индустриальное И – 30А по ГОСТ 20799-75.