Назначение и принцип действия привода

Назначение и  принцип действия привода

Редуктором называют механизм, состоящий из  зубчатых колес или передач, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины.

Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и  соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

Редуктор состоит  из корпуса (литого чугунного или  сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных  случаях в корпусе редуктора  помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников  (например, змеевик с охлаждающей водой  в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью 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.

 

 

 

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий К.П.Д. привода

 

где - К.П.Д. закрытой зубчатой передачи, = 0,98, [табл. 1.1, стр. 5];

- К.П.Д. открытой цепной передачи, = 0,93, [табл. 1.1, стр. 5];

 - К.П.Д. пар подшипников, = 0,99, [табл. 1.1, стр. 5];

к - число пар подшипников, к = 3, (условие);

.

Определяем требуемую  мощность двигателя

 

Рис. 2. Кинематическая схема привода:

A - вал барабана; B - вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; C  2-й вал редуктора.

Определяем синхронную частоту вала электродвигателя и выбираем электродвигатель.

При расчете синхронной частоты вращения, электродвигатель рекомендуется выбирать с числом полюсов не более шести, то есть с  p 3 и 1000об/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин

4А 160 Мб УЗ, с мощностью = 15,0 кВт и скольжением S = 2,6%, [П1, стр. 390].

Определяем номинальную  частоту вращения вала электродвигателя

= (1-S) = 1000(1-0,026) = 974 об/мин.

Определяем возможные  значения частных передаточных отношений

i = ;

где - отношение для цилиндрического зубчатого редуктора, = , [стр.7];

- отношение для цепной  передачи, = , [стр.7];

i = ()() =.

Уточняем общее  передаточное отношение

 

Определяем передаточное число:

- редуктора

;

где u = i - общее передаточное число;

- передаточное число  редуктора;

- передаточное число  цепной передачи;

принимаем по ГОСТ 2185-66 = 4, [стр.36];

- цепной передачи

 

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора  и приводного барабана сводим в таблицу

 

Вал B
Вал C
Вал A

 

Определяем вращающие  моменты:

- на валу шестерни

 

- на валу колеса

 

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании  нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес.

Определяем допускаемое  контактное напряжение

 

где - предел контактной выносливости при базовой нагрузке;

  - коэффициент долговечности, 1, [стр. 33];

- коэффициент безопасности, 1,1, [стр. 33].

Для углеродистых сталей с твердостью менее 350HB и термической обработкой улучшение

, [табл. 3.2, стр. 34].

Определяем контактное напряжение:

- для шестерни

 

- для колеса

 

Определяем общее  контактное напряжение для косозубых  колес

;

требуемое условие выполнено.

 

Определяем межосевое  расстояние.

Межосевое расстояние из условия  контактной выносливости определяется по формуле:

 

где - коэффициент для косозубой передачи, = 43, [стр. 32];

- коэффициент учитывающий  неравномерность нагрузки, = 1,25, принимаем это значение (предварительно) так как, со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшение контакта зубьев., [стр. 32];

- коэффициент ширины  венца,  = 0,4, [стр. 36];

 

по ГОСТ 2185-66 принимаем ближайшее наибольшее значение и принимаем = 180мм, [стр. 36].

Определяем модуль зацепления.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

;

по ГОСТ 9563-60 принимаем = 2,5мм, [стр. 36].

Предварительно  принимаем угол наклона зубьев β = .

Определяем число  зубьев:

- шестерни

 

принимаем = 28;

- колеса

.

 

Уточняем угол наклона зубьев

 

= .

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

- шестерни

 

- колеса

 

Проверяем межосевое  расстояние

 

Определяем диаметры вершин зубьев:

- шестерни

;

- колеса 

.

Определяем ширину венца:

- колеса

;

 

 

- шестерни

.

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру

 

Определяем окружную скорость и степень точности передачи

 

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [стр.32].

Определяем коэффициент  нагрузки

;

 уточняем по таблице и принимаем = 1,124, [табл. 3.5, стр. 39];

- коэффициент учитывающий  неравномерность распределения нагрузки между зубьями; = 1,08, [табл. 3.4, стр. 39];

 - динамический коэффициент, = 1, [табл. 3.6, стр. 40];

.

Проверяем зубья  на контактные напряжения

 

требуемое условие выполнено.

Определяем силы действующие в зацеплении:

- окружную

 

 

- радиальную силу

 

где - угол зацепления в нормальном сечении, = , [стр.29];

- осевую силу

.

Проверяем зубья  на выносливость по напряжениям изгиба

 

где = , [стр. 42];

принимаем по ГОСТ 21354-75 = 1,254 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (принимаем это значение так как, со стороны цепной передачи действуют  силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшают контакт зубьев), [табл. 3.7, стр. 43];

- коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), = 1,3, [табл. 3.8, стр. 43];

 

 - коэффициент  учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев.

Определяем эквивалентное число зубьев:

- у шестерни

 

- у колеса

 

принимаем = 3,8 и = 3,6, [стр. 42].

Определяем допускаемое  напряжение по формуле

 

где - предел выносливости;

- коэффициент безопасности.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 принимаем = 1,8HB, [табл. 3.9, стр. 44-45].

Определяем допускаемый  предел выносливости:

- у шестерни

 

- у колеса

 

Определяем коэффициент  безопасности

 

где - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материалов, = 1,75, [табл. 3.9, стр. 44-45];

- коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, = 1, [стр. 44];

.

Определяем допускаемые  напряжения:

- у шестерни

 

- у колеса

 

 

 

 

- у шестерни 

 

- у колеса

 

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено отношение  меньше.

Определяем коэффициенты и

- коэффициент для компенсации  погрешности, возникающей из-за  применения той же расчетной  схемы зуба, что и для прямых  зубьев;

 

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

 

где n - степень точности зубчатых колес, (сказано выше);

- коэффициент торцового  перекрытия, принимаем = 1,5 так как, при учебном проектировании следует принимать среднее значение, [стр. 47];

 

Проверяем прочность  зуба колеса на изгиб

 

 

условие прочности выполнено.

 

III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет  выполняют  на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям, с учетом действия на вал  изгибающего момента.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении = 20 МПа, [стр.161], вычисляется по формуле

 

Так как вал  редуктора соединен с муфтой с  валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . У подоброного электродвигателя = 42 мм, [П2, стр. 391]. У вала редуктора принимаем = 34 мм, так как разница диаметров валов не должна отличаться более чем на 20%, [стр. 162].

Выбираем муфту  упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под  = 42 мм и = 34 мм, [стр. 277].

Принимаем диаметр  вала под подшипники = 40 мм, [стр. 393].

Шестерню выполняем  за одно целое с валом (рис. 2).

Рис. 2. Конструкция  ведущего вала

 

Ведомый вал (рис. 3).

Учитывая влияние  изгиба вала от натяжения цепи, принимаем  = 15 МПа.

Диаметр выходного  конца вала

 

 

Рис. 3. Конструкция  ведомого вала.

принимаем = 55 мм, [стр. 162].

Диаметр вала под  подшипниками принимаем = 60 мм, [стр. 393];

под зубчатым колесом = 65 мм, [стр. 162].

Диаметры остальных  участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при  компоновке редуктора.

 

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры были определены выше:

= 288 мм;

= 77 мм;

= 77 мм.

Так как у нас  колесо цилиндрическое, стальное, диаметр  менее 500мм, то выполним его кованным, [стр. 230]; размеры были определены выше:

= 288 мм;

= 293 мм;

= 72 мм.

Определяем диаметр  ступицы

= 1,6 = 1,665 = 104 мм.

Определяем длину  ступицы

;

принимаем = 80 мм.

Определяем толщину  обода

;

принимаем = 10 мм.

Определяем толщину  диска

C = 0,3 = 0,372 = 21,6 мм.

 

 

 

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора  изготавливается из чугуна СЧ15.

Определяем толщину:

- стенок корпуса

0,025+1 = 0,025 = 5,5 мм;

принимаем = 8 мм;

- крышки редуктора

= 0,02180+1 = 4,6 мм;

принимаем = 8 мм.

Определяем толщину  фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса  и пояса крышки

b = 1,5 = 1,58 = 12 мм;

= 1,58 = 12 мм;

- нижнего пояса корпуса

p = 2,35 = 2,358 = 18,8 мм;

принимаем p = 20 мм.

Определяем диаметр болтов:

- фундаментных

;

принимаем болты с резьбой  М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

;

принимаем болты с резьбой М16;

-соединяющих крышку с корпусом

;

принимаем болты с резьбой  М12.

 

 

VI. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568-75, [табл. 7.15, стр. 147], так как она приемлема для применения в приводах общего назначения, где необходимо понизить частоту вращения приводного вала, [стр. 146].

Определяем вращающий  момент на ведущей звездочке:

;

Передаточное  число было принято ранее

=3,24.

Определяем число  зубьев:

- ведущей звездочки

 

- ведомой звездочки

;

принимаем = 25 и = 78.

Тогда фактическое  передаточное число

 

Определяем процентное отклонение

 

что допустимо до 3%.

Определяем расчетный  коэффициент нагрузки

 

где - динамический коэффициент нагрузки, = 1, [стр. 149];

 

- коэффициент учитывающий   влияние межосевого расстояния, при  = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий   влияние наклона цепи, при наклоне  до  = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий  способ регулирования натяжения  цепи, при периодическом регулировании натяжения цепи = 1,25, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий  способ смазки цепи, при непрерывной смазке = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий  продолжительность работы в сутки,  при односменной работе  = 1, [стр. 150];

;

Определяем шаг  цепи.

Для определения  шага цепи необходимо знать допускаемое  давление [p]  шарнирах цепи. Так как в таблице допускаемое давление [p] задано в зависимости от шага цепи t и частоты вращения ведущей звездочки, то [p] задаем ориентировочно.

Ведущая звездочка  имеет частоту вращения = = 243 об/мин, значит принимаем [p] = 22МПа

 

где m - число рядов цепи.

По ГОСТ 13568-75 подбираем  цепь ПР-31,75-88,50 имеющую шаг t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q = 3,8 кг/м и проекцию опорной поверхности шарнира = 262, [табл. 7.15, стр. 147].

Определяем окружную скорость цепи

 

Определяем окружную силу, передаваемую цепью

 

 

Определяем силу давления в шарнире