Содержание

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

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

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

3 Выбор материала  зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений………………..9

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

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

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

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

8 Проверочный  расчет валов …………….………………………………………............................24

9 Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо……………………….…………………..28

10 Конструирование зубчатого колеса …………………………………………………………….29

11 Сборка редуктора……………………………………………………………………………….30

12 Техника безопасности…………………………………………………………………………....31

Литература…………………………………………………………………………………………....32 

 

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 (час)                                                                       (1.1)

   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 = 29200∙0,85 = 24820 (час)                                                                        (1.2)

  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 = 1,6∙10³∙1,8=2,88 (кВт)                                                                                    (2.1)

         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 = 0,96∙0,96∙0,98∙0,99²∙0,98 = 0,867                              (2.2)                       

            где:

            h_зп - КПД редуктора, принимаем 0,96

            h_оп - КПД открытой передачи, принимаем 0,96

            h_м  - КПД муфты, принимаем 0,98

    h_пк - КПД подшипников качения, принимаем 0,99

            h_пс - КПД подшипников скольжения, принимаем 0,98

     2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя:

  P_ном = P_рм / h = 2,88∙10³/0,867=3,32∙10³ = 3,32 (кВт)                                                     (2.3)

        где:

    Р_рм - мощность рабочей машины, КВт

    h - общий КПД

Принимаем двигатель серии 4АМ100L4УЗ с номинальной мощностью Рном = 4,0(кВт), и   

              частотой вращения при номинальном режиме  n_ном = 1430 (об/мин).

    2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:

          n_рм = (60×1000×V)/ (Z×P) = (60×1000×1,8)/(9∙150) = 80 (об/мин)                                        (2.4)

    где           Z– число зубьев ведущей звездочки тягового органа;

                          P – шаг тяговой цепи, 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 = 1430/80=17,87                                                                  (2.5)

          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 = 5,6

   2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:

                    U_оп = U_ном / U_зп = 17,87/5,6= 3,19                                                                 (2.6)

   2.2    Определение силовых и кинематических параметров привода

    2.2.1 Определяем мощность валов привода:

        а) Вал двигателя:

                  P_дв = P_ном =4(кВт)                                                                                             (2.7)

        б) Быстроходный вал:

                  P₁ = P_дв*h_м*h_пк = 4*0,98*0,99 = 3,88(кВт)                                                     (2.8)

     где

h_пк - КПД подшипников качения

h_м - КПД муфты

            в) Тихоходный вал:

  Р₂ = Р₁*h_зп*h_пк = 3,88*0,96*0,99 = 3,68(кВт)                                                (2.9)

    где

    h_зп - КПД редуктора

    h_пк - КПД подшипников качения

     г) Вал рабочей машины:

     Р_рм = Р₂*h_оп*h_пс = 3,68∙0,96∙0,98 = 3,46(кВт)                                                 (2.10)