В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

Исходные данные

Тяговая сила F, 3,2 кН

Скорость тяговой цепи v, 0,5 м/с

Шаг тяговой цепи р, 80 мм

Число зубьев звездочки z 7

Допустимое отклонение скорости цепи д, 4 %

Срок службы привода Lr, 5 лет

Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2

1-двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - редуктор; 4 - упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 - ведущая звездочка конвейера; 6 - тяговая цепь.

1. Рассчитаем срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле

где Lr - срок службы привода, лет; tc - продолжительность смены, ч; Lc - число смен; Кс - коэффициент сменного использования,

Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью смены 8 часов.

Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 23*103 ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

1). Определяем мощность и частоту вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины

кВт

где F - тяговая сила цепи, кН, v - скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где зрп - КПД ременной передачи; ззп - КПД зубчатой передачи; зм - КПД муфты; зп - КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: зрп - 0,96; ззп - 0,97; зм - 0,98; зп - 0,99;

Находим требуемую мощность электродвигателя:

кВт

Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 1

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Pном ,кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	При нормальном режиме nном
1	4АВ80В2У3	2,2	3000	2850
2	4АМ90L4У3	2,2	1500	1425
3	4АМ100L6У3	2,2	1000	950
4	4АМ112МА8У3	2,2	750	700

2). Определяем передаточное число привода и его ступеней

Находим частоту вращения приводного вала

м/с

где: v - скорость тяговой цепи м/с; z - число зубьев ведущей звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4

Таблица 2

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода u м/с	53,17	26,59	17,72	13,06
Цепной передачи	13,29	6,65	4,43	3,23
Конического редуктора	4	4	4	4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения:

об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв

, об/мин

отсюда фактическое передаточное число привода

передаточное число цепной передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Рном = 2,2 кВт, nном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 18, редуктора uзп = 4, цепной передачи uоп = 4,5

3). Определим силовые кинематические параметры (двигателя), привода

Расчитаем мощность при Рдв = 1,81 кВт

Быстроходный вал редуктора

кВт

Тихоходный вал редуктора

кВт

Вал рабочей машины

кВт

где Ррм - мощность рабочей машины

Расчитаем частоту вращения при nном = 950 об/мин

Быстроходный вал редуктора

об/мин

Тихоходный вал редуктора

об/мин

Вал рабочей машины

об/мин

Рассчитаем угловую скорость

Вал двигателя

1/с

Быстроходный вал редуктора

1/с

Тихоходный вал редуктора

1/с

Вал рабочей машины

1/с

Рассчитаем вращающий момент

Вал двигателя

Н*м

Быстроходный вал редуктора

Н*м

Тихоходный вал редуктора

Н*м

Вал рабочей машины

Н*м

Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

Параметр	Вал двигателя	Вал редуктора	Вал рабочей машины
		Быстоходн.	Тихоход.
Мощность Рн, кВт	PДВ= 1,81	P1=1,738	P2=1,669	Pрм=1,619
Частота вращения n, об/мин	nном=950	n1=214,4	n2=60,28	nрм=60,28
Угл. скорость щ, 1/с	щном=99,43	щ1=22,44	щ2=5,61	щрм=5,61
Момент T, Н*м	ТДВ=18,20	Т1=76,63	Т2=294,35	Трм=285,58

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

1). Выбираем материал зубчатой передачи

а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

- для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, Dпред = 200 мм Sпред = 125мм; твердостью 48...53HRCЭl, (460…515 НВ2);

-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка - улучшение, Dпред = 315 мм Sпред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ2;

б) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса: для шестерни

HB1cp = (НВmin - НВmax )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.

для колеса

HB2cp = (НВmin - НВmax )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.

2). Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность

для шестерни

для колеса

3). Действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса

- для шестерни

где: n2 - частота вращения колеса, мин-1; Lh - время работы передачи ч; u - передаточное число ступени.

4). Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

где: NHG - базовое число циклов; N - действительное значение.

- для шестерни

- для колеса

5). Определяем число циклов перемены напряжений

- для шестерни

- для колеса

6). Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений:

- для шестерни

- для колеса

7). Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни

Н/мм2

Так как

то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

Н/мм2

При этом условии соблюдается

Н/мм2

8). Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

где NFO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NFO=4*106 для обоих колес.

- для шестерни

- для колеса

Так как N1>NF01 и N2>NFО2, то коэффициенты долговечности KFL1=1,и KFL2=l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

- для шестерни:

в предположении, что m<3мм;

- для колеса:

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни

- для колеса

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб-работка	HRCэ1ср	[у]Н	[у]F
		Sghtl		HB2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	315/200	У+ТВЧ	50,5	877	310
Колесо	40Х	200/125	У	248,5	514,3	255,95

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

1). Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм:

где Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями Кнв = 1;

иН - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес иН = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

для колеса

для шестерни

3). Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:

мм

4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

где ше = 0,285 - коэффициент ширины венца.

Округлить до целого числа по ряду Ra 40, b=42

5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:

где KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFв =l;

- коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.

6). Определяем число зубьев колеса и шестерни

-для колеса

-для шестерни

7). Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.

8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

-для колеса

-для шестерни

9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

НВ1ср - НВ2ср = 487,5-248,5=239

Так как 239> 100,

То х1=х2 = 0.

10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Вершины зубьев шестерни

Вершины зубьев колеса

Впадины зубьев шестерни

Впадины зубьев колеса

11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни

-для колеса

Проверочный расчет

12). Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует

13). Проверим контактные напряжения

где Ft - окружная сила в зацеплении, Н равная

КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; КНб = 1

KHv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи

443,72?514,3

14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес KFб = l; KFv - коэффициент динамической нагрузки; YFl и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Хв -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Хв = l;

4.15. Составляем табличный ответ

Таблица 6

Проектный расчет
параметр	значение	параметр	значение
Внешнее конусное расстояние Rе	144.308	Внешний делительный диаметр: шестерни dе1 колеса dе2	69,273 280,314
Внешний окружной модуль me	1.611
Ширина зубчатого венца b	42	Внешний диаметр окружности вершин: шестерни dае1 колеса dае2	70,401 281,087
Вид зубьев	Прямозубые
Угол делительного конуса: шестерни д1 колеса д2	13,8796 76,1204	Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfe1 колеса dfe2	65,519 279,387
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	43 174	Средний делительный диаметр: шестерни d1 колеса d2	59,367 240,229

5. Расчет клиноременной передачи

1). Выбираем сечение ремня при.

Рном = 2,2кВт nном = 950 об/мин

Выбираем участок А

2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива dmin, мм. при Тдвиг = 18,20 Н*м, dмин = 90 мм

3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1 = 100 мм.

4). Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:

где u - передаточное число открытой передачи; е - коэффициент скольжения е = 0.01…0,02.

5). Определяем фактическое передаточное число uф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

, мм

7). Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм

8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней

9). Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б1 град:

соответствует

10). Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с

где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

11). Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

с-1? , U ? 30

12). Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

Ср = 1 (спокойная), Сб = 0,89, Сl = 0,95, Сz = 0,95, =0,72,

13). Определим количество клиновых ремней

шт

14). Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

15). Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft, H:

16). Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

Ведомая ветвь

17). Определим силу давления на вал Fon, H:

Проверочный расчет

18). Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а) у1 - напряжение растяжения Н/мм2

Н/мм2

б) уи - напряжение изгиба Н/мм2

, Н/мм2

где Еи =80…100 - модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

в) уv - напряжение центробежных сил Н/мм2

Н/мм2

С = 1250…1400 кг/мм3

г) [у]р - допустимое напряжение растяжения Н/мм2

[у]р = 10 Н/мм2

Полученные данные занесем в таблицу

Таблица 7

параметр	значение	параметр	значение
Тип ремня	Клиновый	Число пробегов ремня U, 1/c	1,429
Сечение ремня	138	Диаметр ведущего шкива d1	100
Количество ремней z	4	Диаметр ведомого шкива d1	450
Межосевое расстояние б	320	Максимальное напряжение у, Н/мм2	9,9
Длинна ремня l	1600	Начальное напряжение ремня F0 Н/мм2	445,55
Угол охвата малого шкива б град	139,6	Сила давления ремня на вал Fоп , Н	345

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении

а) окружная на колесе

окружная на шестерне

б) радиальная на шестерне

yr - коэффициент радиальной силы

радиальная на колесе

в) осевая на шестерне

yа - коэффициент осевой силы

осевая на колесе

7. Расчет валов

1). Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытой передачи

где =10…20 Н/мм2, Мк - крутящий момент равный вращающему моменту на валу. Мк = Т1 или Т2 соответственно

Вал редуктора быстроходный

Вал редуктора тихоходный

Вал редуктора быстроходный

под шестерню

Вал редуктора тихоходный

под полумуфту

2) . Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки и отверстием и подшипник

для быстроходной t = 2,5 , для тихоходной t = 2,8

- для вала шестерни быстроходной

- для колеса тихоходного

Для быстроходного

Для тихоходного

3). Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

Для быстроходного

4). Рассчитаем четвертую ступень под подшипник

Для быстроходного

l4 = B l4 = 100

Для тихоходного

l4 = T l4 = 20

8. Предварительный выбор подшипников

312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 б= 14 для роликовых и конических подшипников

9. Определение размеров муфты

Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

d1 = d = 45 D = 250

lци = 84 lци = 270

В = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

д = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D0 = 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75

Список используемой литературы

1 Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.