Содержание

Техническое задание

1 Техническое предложение

1. Введение

2. Энергетический и кинематический расчеты привода

3. Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

4. Предварительный расчет диаметров валов

5. Расчет ременной передачи

2 Эскизный проект

1. Основные параметры привода

2. Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

3. Конструкция зубчатых колес

4. Конструктивные элементы редуктора

5. Смазка зацеплений и подшипников

6. Усилия в передачах

7. Расчет валов на изгиб и кручение

8. Подбор подшипников

9. Расчет шпоночных соединений

3 Технический проект

1. Проверка опасного сечения быстроходного вала на долговечность

2. Расчет болтов крепления редуктора к раме

4 Список использованных источников

Приложение:

Спецификации – 4 листа,

Чертеж общего вида редуктора, формат А1 – 2листа,

Чертеж вала – шестерни, формат А3 – 1 лист,

Чертеж колеса зубчатого, формат А3 – 1 лист.

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ

1. Введение

Цепной конвейер [1, с.3] предназначен для перемещения изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами и т.д.

Привод включает в себя электродвигатель 1, клиноременную передачу 2, цилиндрический соосный редуктор 3, цепную передачу 4.

Тяговое усилие передается зацеплением цепей и зубьев приводных звездочек.

По графику нагрузки в соответствии с рисунком 2 ТЗ режим работы конвейера переменный без реверсирования привода.

Масштаб выпуска – мелкосерийный: основной способ получения заготовок корпусных деталей – сварка, зубчатых колес – прокат или поковка.

Энергетический и кинематический расчеты привода

1. КПД привода

Общий КПД привода [1, с.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

,

где согласно [1, с.7] представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – КПД кинематических пар привода

Ременная передача	Зубчатая передача	Муфта	Подшипники качения
	цилиндрическая

2. Подбор электродвигателя

При заданной циклограмме нагружения режим технологического процесса фиксирован, двигатель работает в повторно – кратковременном режиме с продолжительностью включения под нагрузкой [1, c.7] /

Потребная мощность двигателя, кВт:

, (1.1)

где - эквивалентный вращающий момент, Нм;

- номинальный длительный момент, равный моменту на валу тяговых звездочек:

(1.2)

- делительный диаметр тяговых звездочек:

- коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному [1, c.8]:

- частота вращения тяговых звездочек, :

; (1.3)

Тогда

Возможные к применению двигатели [1, c.23,24] приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 – Характеристика двигателей

Вариант	Марка двигателя					Масса, кг
1 2 3 4	АИР 63В2У3 АИР 71А4У3 АИР 71В6У3 АИР 80В8У3	0.55 0.55 0.55 0.55	2730 1350 915 700	2.2 2.3 1.9 2.0	2.2 2.4 2.2 2.1	5.5 8.3 9.7 13
Форма исполнения двигателей - (на лапах) Все двигатели удовлетворяют условиям пуска

3. Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число привода и его разбивка по ступеням передач для 4 – х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены:

- ременной передачи;

- редуктора: ;

- быстроходной ступени редуктора;

- тихоходной ступени редуктора;

При разбивке были использованы рекомендации [1,c.11]:

до 2…3 – х (max 5); =7.1…50 (рекомендуемые 12.5…31.5);и. Округлениеипроизводилось по ГОСТ 2185 – 66. Отклонение общего передаточного числа при округлении [1, с.14]:

(1.4)

Таблица 1.3 – Разбивка общего передаточного числа по ступеням передач

В-т
1 2 3 4	436.8 216 146.4 112	8.74 6.86 4.65 3.56	50 31.5 31.5 31.5	6.24	5.05	6.3	5	31.5	3.55	111.8	0.178

Исходя из указанных рекомендаций по передаточным числам, для заданного привода выбираем

ДВИГАТЕЛЬ АИР 80В6У3 ТУ 16 – 525.571 – 84.

Размеры выбранного двигателя [1, c.25,26] представлены на рисунке 1.1. Габариты, мм:

Установочные и присоединительные размеры, мм:

Исполнение .

Рисунок 1.1 – Размеры двигателя

4. Частоты вращения и моменты на валах

Частоты вращения - говала [1,c.14]:

, (1.5)

где - передаточное число между валом двигателяи- м валом привода (рисунок 1.2). Направления вращения валов на рисунке 2 показаны стрелками. Вращающий момент на- м валу:

, (1.6)

где - соответственно передаточное число и КПД между валом тяговых звездочеки- м валом привода.

Рисунок 1.2 – Кинематическая схема привода

Результаты расчета для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.2.

Таблица 1.4 – Частоты вращения и моменты на валах

Вал	Параметры
I II III IV V	1 3.55 22.4 111.8 111.8	700 197 31.25 6.26 6.26	111.8 31.5 5 1 1	0.86 0.86 0.95 0.92 0.98	6.67 23.69 135.1 697.5 654.8

3. Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия сопротивления контактной усталости.

1. Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543 – 71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) и тихоходная ступень (Т.ст.) – цилиндрические косозубые. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям [2, с.3, п.1.1.4], чтобы получить, назначаем термообработку зубьев:

• шестерен - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

• колес - улучшение (У2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, с.5] с предположением, что и, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5. – Механические свойства ииз стали 40Х

Наименование параметра	Зубчатое колесо		Примечание
	шестерня	колесо
1 Термообработка 2 Твердость поверхности средняя по Роквеллу по Бринеллю по Виккерсу 3 Предел прочности , МПа 4 предел текучести , МПа	закалка ТВЧ (ТВЧ1) (40…50) HRC 47.5 HRC 460 HB 500 HV 900 750	улучшение (У2) (269…302) HB  285 HB 290 HV 900 750	[2, с.3, рис.1.1]
Примечание -

2. Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, с.8]:

, (1.7)

где - показатель степени отношения моментов:,

- показатель степени кривой усталости: и тогда.

При расчете по контактным напряжениям :

;

при расчете по напряжениям изгиба :

.

Судя по величинам изаданный режим работы наиболее приближается [2, с.8, таблица 2.1] к типовому тяжелому.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, с.8]:

,

где - коэффициент годового использования;

- коэффициент суточного использования;

- срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2, с.8]:

,

где - частота вращения зубчатого колеса,;

- число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса [2, с.9] .

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, с.8]:

.

Базовое число циклов перемены напряжений [2, с.8]:

• по контактным напряжениям: ,

• где - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

• по изгибным напряжениям: .

Результаты расчета представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 – Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо			Число циклов в миллионах
						Сравнение		Сравнение
Б.ст.		197	37.3	18.65	81.7		11.19
		31.25	5.9	2.95	23.4		1.77
Т.ст.		31.25	5.9	2.95	81.7		1.77
		6.26	1.2	0.6	23.4		0.36

3. Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с.10], МПа:

, (1.8)

где - для цилиндрической передачи;

- допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

- наименьшее из двух значений и.

Согласно [2, с.9]:

, (1.9)

где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа [2, с.9]:

• для шестерен (закалка ТВЧ)

;

• для колес улучшение (У2)

- коэффициент долговечности [2, с.10] в зависимости от отношения ;

- коэффициент запаса прочности [2, с.10]:

для ; для;

произведение

Расчеты представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7 – Допускаемые контактные напряжения, МПа

Ступень, зубчатое колесо
Б.ст.		4.3	1.28	968		768
		7.9	1.41	738	1210
Т.ст.		27.7	1.65	1247		950
		39	1.65	864	1559

4. Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354 – 87 [2, с.12]:

, (1.10)

где - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки;;

- коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций:

• для цилиндрической передачи [2, с.14]

, (1.11)

где - начальное (до приработки) значение коэффициента[2, с.16];

- коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, с.16];

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

• для цилиндрической передачи [2, с.17]

, (1.12)

где - начальное значение до приработки зубьев: при[2, с.17]

, (1.13)

где - число степеней точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов по рекомендациям [2, с.13, 14].

В таблице 1.9 приведены результаты расчетов коэффициентов нагрузки.

Таблица 1.8 – Коэффициенты

Параметры	Ступень редуктора
	быстроходная	тихоходная
Тип передачи Схема [2, рисунок 4.1] Коэффициент Передаточное число Коэффициент	цилиндрическая косозубая 5 0.16 6.3 1	цилиндрическая косозубая 5 0.16 5 0.77

Таблица 1.9 – Коэффициенты расчетной нагрузки

Параметр	Источник	Ступень редуктора		Примечание
		Б.ст.	Т.ст.
1 Частота вращения	табл.1.4	197	31.25
2 Момент	табл.1.4	135.1	697.5
3 Скоростной коэффициент	[2, с.18]	1600	1600	ТВЧ1+У2
4 Окружная скорость	[2, с.17]	0.68	0.74
5 Степень точности	[2, с.18]	8	8
6 Твердость зубьев средняя по Виккерсу	табл.1.5	290
7 Коэффициент	[2, с.15]	1.015	1.018
8 Коэффициент	[2, с.16]	1.8	1.54
9 Коэффициент	[2, с.17]	0.42	0.42
10 Коэффициент	(1.11)	1.45	1.16
11 Коэффициент принято	(1.13)	1.75 1.6	1.75 1.6
12 Коэффициент	(1.12)	1.26	1.25
13 Коэффициент	(1.10)	1.66	1.44

4. Расчет цилиндрической передачи

1. Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, с.19]:

(1.14)

• Б.ст. - ,

• Т.ст. - .

По заданию выпуск мелкосерийный – передача нестандартная; исходя из особенностей проектирования соосных редукторов, для которых по условиям компоновки () принимаем:

• Б. ст. - ,

• Т.ст. - .

2. Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10]:

, (1.15)

где - базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, с.11].

Предполагая и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь;

- коэффициент долговечности при изгибе. Так как , то.

.

3. Параметры цилиндрической передачи [2, с.20], [3, с.4] представлены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 – Параметры цилиндрических передач редуктора

Параметр	Источник	Ступень редуктора
		Б.ст.	Т.ст.
1 Ширина зубчатого венца, мм: принято: колеса шестерни	[2, с.20] передача нестандартная	39.5 40 45	39.5 40 70
2 Модуль, мм: минимальный рекомендуемый принято	[2, с.20] [2, с.20] ГОСТ 9593 – 60	1.75 2.5…5 2	1.83 2.5…5 2.5
3 Минимальный угол наклона зубьев	[2, с.20]	10°44´	8°10´
4 Суммарное число зубьев округление	[2, с.20] до целого числа	244.96 244	198.33 198
5 Фактический угол наклона зубьев	[2, с.21]	12°44´	9°10´
6 Числа зубьев: шестерни принято колеса	[2, с.21] [2, с.21]	32.6 33 211	32.7 33 165
7 Фактическое передаточное число	[2, с.21]	6.39	5
8 Диаметры окружностей при , мм: делительных шестерни колеса вершин зубьев впадин зубьев	[3, с.4]	67.35 430.61 71.32 434.61 62.35 425.61	83.33 416.67 88.33 421.67 77.08 410.42
9 Окружная скорость	[3, с.5]	0.706	0.136