Назначение редуктора

 

Содержание

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

 

 Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и  повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте  произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

 

 

 

Задание

Тема проекта:

Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором по следующим  данным:

мощность двигателя                          Р_дв = 7,5 кВт;

число оборотов двигателя                n_дв = 2895 об/мин;

Передаточное число                            U=5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Кинематическая схема привода

 

Рис. 1-1-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор.

2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Требуемая  мощность  электродвигателя [1, с.89], кВт

,

Так как нам известна требуемая мощность двигателя, найдём мощность на ведомом валу.

кВт

где  – общий КПД редуктора [1, с.89].

Здесь [6, с.96] – КПД одной закрытой цилиндрической зубчатой пары;

[6, с.96] – КПД одной пары  подшипников качения. 

– КПД муфты.

По величине мощности электродвигателя принимаем электродвигатель [3, с.334] 4А112М2УЗ мощностью 7,5 кВт, частотой вращения вала n₁=3000 об/мин.

Номинальная частота  вращения  вала этого двигателя  будет соответственно:

 n_ном = 2895 об/мин;

Передаточное число редуктора  определяется отношением номинальной  частоты вращения электродвигателя n₁ к частоте вращения ведомого вала при номинальной нагрузке:

 

Так как передаточное число U_р=5, то найдём n₂

Угловая скорость каждого из валов  редуктора, с^-1:

 

 

 

Мощность на валу:

Передаваемый момент:

Данные кинематического  расчета сведем в таблицу 2.1

таблица 2.1      

Валы	n об/мин	рад/с	Р Квт	Т, Н х м	u		d,мм
1	2895	303	7,5	24,75	5	1
2	579	60,6	7,2	118,8		0,96

 

3.Расчет прямозубой  цилиндрической передачи

3.1 Выбор материалов зубчатых  колес и термической обработки

Желая получить сравнительно не большие габариты и низкую стоимость  редуктора выбираем для изготовления колеса сталь40 и шестерни сталь 45.

Материал - Сталь 45                             Материал - Сталь 40

           Шестерня      Колесо

б_В =  380  МПа     б_В = 340 МПа

б_Т = 600 МПа     б_Т =700 МПа

    Н_НВ = 180                                                Н_НВ = 154

Для Шестерни: Термообработка нормализация (850…870°С)

Для колеса: нормализация (850…870°С)

3.2Допускаемые контактные напряжения зубьев

 

 Определяем  допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в  прямозубой цилиндрической передаче по формуле 2.1  /1/:

       (3.1)

 - предел выносливости контактной поверхности зубьев

Где - коэффициент долговечности.

       - коэффициент безопасности шестерни .

Для шестерни таблица 8.9 /2/

Твердость зубьев на поверхности 180-350HВ;

Для колеса

б_Н0=2НВ+70=2∙154+70=378МПа; S_H=1,1.

Для шестерни

б_Н0=2НВ+70=2∙180+70=430МПа; S_H=1,1.

МПа

МПа

В данном случае берем  наименьшую

3.3Определяем межосевое расстояние  колес

Определяем межосевое  расстояние по формуле 8.13 /2/

                            

                                        (3.2)

где приведенный модуль упругости;

= 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂ =118,8Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния таблице 8.4 /2/    = 0,25.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому  расстоянию;

- коэффициент ширины к диаметру;

По рисунку 8.15 /2/ для V схемы редуктора смотри затем подставив в формулу (3.2) получим

Принимаем стандартное  значение межосевого расстояния /2/  а=165 мм.  Ширина:

3.4Определение модуля передачи

По таблице 8.5 стр,137 /2/ выбираем мм.

По таблице 8.1 стр. 116 /2/  выбираем m=2,75 мм.

3.5Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Принимаем      z₁=20,  z₂=100

Уточняем 

.

3.6Определение основных геометрических размеров  
шестерни и колеса

Определение делительных диаметров

Шестерни:     

Колеса:   

Определяем  диаметры вершин зубьев

Шестерни:

Колеса:

Определяем  диаметры впадин

Шестерня:

Колесо:

Определяем  ширину венца шестерни и колеса

Ширина шестерни:

Проверяем величину межосевого расстояния

      Параметры прямозубого цилиндрического зацепления              таблица 3.1

Параметры зацепления			Числовые значения
Модуль, m			2,75
Межосевое расстояние, а			165
Шестерня		Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры		Числовые значения
Число зубьев, z1	20	Число зубьев, z2		100
Ширина венца, в1	66	Ширина венца, в2		70
Делительный диаметр, d1	55	Делительный диаметр, d2		275
Диаметр вершин зубьев, da1	60	Диаметр вершин зубьев, da2		280
Диаметр впадин зубьев, df1	48	Диаметр впадин зубьев, df2		268

3.7Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

Определяем  коэффициент расчетной нагрузки

8.4 /2/

Ранее было найдено: К_нβ =1,04

Для того, чтобы найти  коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала:

Учитывая, что V = 8,33 м/с, было найдено выше по табл. 8.2  /2/ назначаем 7^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 /2/ находим К_нv = 1,25

К_н = 1,04 ∙1,25 = 1,3

Определяем  расчетные контактные напряжения

по формуле 8.29 стр.149 /2/

 

                           

где - коэффициент повышения нагрузки. по формуле 8.28  стр.149 /2/                           

-  коэффициент неравномерной  нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

           По таблице 8.7 /2/

Тогда

  /2/ стр.142 подставив в формулу  3.2 получим

Уточняем ширину колеса

Принимаем 

Полученные результаты будем использовать при разработке конструкции валов.

4.Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

Сравниваем  расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:

Определяем недогрузку передачи:

 

Условие выполнено.

5.Проектный расчет валов

5.1Ведущий вал

Проверяю диаметр быстроходного  вала по крутящему моменту:

принимаю диаметр  ведущего вала d = 22мм.

Диаметр вала под подшипник d_п = d + 2t = 22 + 2 х 3 = 28 мм

где t =3 Принимаю d_п = 30 мм

Диаметр буртика под  подшипник

d_бп = d_п +3,2r = 30 + 3,2 х 2= 37мм

где r = 2

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_бп = 40 мм

Рис.5.1 - Эскиз ведущего вала – шестерни

5.2Ведомый вал

Ведомый вал редуктора  передает крутящий момент Т₂ =118,8 Нм.

Разрабатываю  конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваю его размеры.

Диаметр выходного конца  ведомого вала:

Принимаю  =28 мм

Диаметр вала под подшипник:

d_п2 = d_2вых + 2t = 28 + 2 х 3 = 34 мм

t = 3 

Принимаю d_п2 = 35 мм

Диаметр буртика под  подшипник

d_бп2 = d_п2 + 3,2r = 35 + 3,2 х 2,5 = 40мм

где r = 2,5 

Принимаю d_бп2 = 40 мм.

Диаметр вала под колесо: d_k ≥ d_бп2 ≥ 40 мм

Принимаю d_k = 40 мм

Диаметр буртика под  колесо

d_бк = d_к + 3f =40 + 3 х 1,6 = 45 мм

где f = 1,6 

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_бк = 45 мм

Рис.5.2 - Эскиз ведомого вала

6.Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1Определение конструктивных размеров цилиндрического прямозубого колеса

Принимаю длину ступицы  колеса:

                   I_cm = в_w = 66 мм

Определяю диаметр ступицы:

                   мм   

По ряду нормальных линейных размеров принимаю d_ст.к. =72 мм

Определяю толщину обода  зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 2,5 х 2,75 + 2 = 9 мм