Назначение редуктора

Содержание

     Введение

 

1. Расчёт  редуктора

1.1 Выбор  электродвигателя и кинематический  расчёт

1.2 Расчёт  зубчатой передачи редуктора

1.3 Предварительный  расчёт валов редуктора

1.4 Конструктивные  размеры шестерни и колеса

1.5 Конструктивные  размеры корпуса редуктора

1.6 Первый  этап компоновки редуктора

1.7 Проверка  долговечности подшипников ведущего  вала

1.8 Подбор  и расчёт шпонок

1.9 Уточнённый  расчёт ведущего вала

2. Смазка  редуктора

3. Расчёт  цепной передачи

Список используемой литературы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

      Редуктором называют  механизм, состоящий из зубчатых  колёс или червячных передач,  выполненный в виде отдельного  агрегата и служащий для передачи  вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины. Кинематическая  схема привода  может включать, помимо редуктора открытые зубчатые  передачи, ременные или цепные  передачи.

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

     Редуктор состоит  из корпуса  (литого чугуна  или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях  в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников или устройства для охлаждения.

      Редукторы классифицируют  по следующим основным признакам:

      - типу передачи: зубчатые, червячные, зубчато-червячные;

      - числу ступеней: одноступенчатые и многоступенчатые;

      - типу зубчатых  колёс: цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.;

      - относительному  расположению валов редуктора  в пространстве: горизонтальные, вертикальные;

      - особенностям кинематической  схемы: развёрнутая, соосная, с   развёрнутой ступенью и т.д.

     Возможность получения  больших передаточных чисел при  малых габаритах обеспечивают  планетарные и волновые редукторы.

 

 

 

1. Расчёт конического редуктора.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.

Определяем  общий к.п.д. привода:

Ƞ=Ƞм • Ƞк.п. • Ƞп.п² • Ƞц.п,                                                                     (1)

Где Ƞ з.п =0,97 – к.п.д. конической передачи;

  Ƞм=0,98 – к.п.д муфты;

  Ƞп.п=0,99 – к.п.д. пары подшипников;

  Ƞ_п.п. =0,93 – к.п.д. цепной передачи;

        Ƞ=0,98 • 0,97 • 0,99³ • 0,93 = 0,858

 

Мощность на валу барабана:

Рвых =Ft • V=8,55 • 1,3=11,1 кВт,                                            (1)

Где Ft =8,55кН – окружное усилие на барабане;

Потребляемая мощность электродвигателя:

Рэ.дв = = =12,94 кВт;                                         (2)

Угловая скорость барабана:

ωб= = =6,5 рад/с

где Дб=0,4 м – диаметр барабана;

       V=1,3 м/c – скорость движения ленты;

Частота вращения барабана:

nвых = ==62,1,

Частота вращения вала  электродвигателя:

n_э=nвых • Uр • Uа.к,                                                                   (3)

где Uр=3 – ориентировочное передаточное число редуктора;

       Uц.п=5 – ориентировочное передаточное число цепной передачи;

 

n_э=62,1 • 3 • 5= 931,5 мин¯¹

По полученным данным  по табл. П1 [1] выбираем электродвигатель 4А160М6 У3 с номинальной мощностью Р=15,0 кВт и синхронной частотой вращения nдв=1000мин¯¹. Скольжение 2,6%. Номинальная частота вращения nдв=1000-26=974 мин¯¹

Определяем передаточное число привода:

i= = = 15,68                                                       (4)

 

Принимаем передаточное число редуктора U_p=3,15;

Передаточное число цепной передачи:

Uц.п = = = 4,98                                                (5)

 

Определяем  частоты вращения и нагрузки на валах  привода:

    nдв = n₁=974 мин¯¹;                                                  (6)

                                                     n₂ == = 309,2 мин¯¹;

                                                    n₃== = 62,1 мин¯¹;

Угловая скорость  для каждого вала:

ω1 = ;                                                                    (7)

                     ω1= ==101,9 рад/c;

 
                                                ω2===32,4 рад/с;

 
                                                ω3== = 6,5 рад/с;

Мощность на валах:

Рi= Рi-1•Ƞi ,                                                             (8)

где Р_i-1 – мощность  на предыдущем валу;

Р1=Рэ • Ƞм • Ƞп.п = 12,94 • 0,98 • 0,99=12,55 кВт.

Р2=Р1 • Ƞк.п.• Ƞп.п.=12,55 • 0,97 • 0,99=12,05 кВт.

Р3=Р2 • Ƞц.п. • Ƞп.п.=12,05 • 0,93 • 0,99 = 11,1 кВт.

Крутящий момент на валах:

Т1= = = 123,2 Н•м;                                       (9)

      Т2= == 350,4 Н•м;

       Т3= == 1707,7 Н•м;

2. Расчёт зубчатой передачи.

Принимаем для изготовления шестерни и колеса редуктора сталь 40Х с термообработкой улучшения.

Механические характеристики материала шестерён и колёс принимаем по таблице 3.3 [1]:

Для колеса НВ=245, для шестерни НВ=270.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 3,9[1]:

нр=• KHL ,                                                     (10)

где – базовый предел контактной выносливости;

S_n=1,15 – коэффициент безопасности (ст.192, [3]);

KHL - коэффициент долговечности

По таблице 3,2[1] предел контактной выносливости:

- для колёс = 2НВ+70= 2• 245 + 70 = 560 Н/мм²;

- для шестерён =2НВ+70=2 • 270 + 70 = 610 Н/мм²;

Для длительной эксплуатации принимаем коэффициент долговечности

КHL=1.

Допускаемые контактные напряжения для колёс:

_нр1 = • 1= 448 Н/мм²

    нр2 = • 1=530,4Н/мм²

Для зубчатой конической передачи принимаем для расчёта []НР по  формуле 9.33 [2]:

[]_нр =0,45•([] _нр1 + []_нр2) <1,23[]НРmin                                             (11)

[]_нр =0,45•(448+530,4)=440 Н/мм²

1,23[]НРmin =1,23 • 448 = 541,2 Н/мм² 

[]НР =440 Н/мм² <1,23   []НРmin   =541,2 Н/мм²

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 3.24 [1]

FP=                                               (12)

Где - предел выносливости зубьев при изгибе;

SF =2 – коэффициент безопасности;

По таблице 3.9 [1]для сталь 40Х улучшенной при твёрдости НВ <350 =1,8 НВ

Для шестерни =1,8 • НВ=1,8 • 270 = 486 Н/мм²;

Для колеса =1,8 • НВ •245 = 441 Н/мм²;

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

[S_F]=[SF]′•[SF]″=1,75 • 1=1,75                                         (13)

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут:

FP1=  =278 Н/мм²,

FP2=  =251 Н/мм²,

Ориентировочное значение делительного диаметра колеса определяем из условия обеспечения контактной прочности по формуле 3.29 [1]:

dₑ₂=Kd• ,                            (14)

где Kd= 99 – для прямозубых передач (ст.49 [1])

T₂ =350,4 Н•м – крутящий момент на валу колеса;

  =1,35 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (табл.3.1 [1];

 3,15 – передаточное отношение передачи;

НР= 440 Н/мм² - допускаемые контактные напряжения;

  - коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию. Принимаем  =0,285 (рекомендации ГОСТ 12289-70).

dₑ₂=99 •329,1 мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dₑ₂=315мм

Принимаем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса:

z₂=z₁ • =25 • 3,15 =78,75                                           (15)

Принимаем z₂=79;

Фактическое передаточное число:

= == 3,16                                                      (16)

Отклонение от заданного передаточного числа:

∆= • 100%=0,32%,

Что меньше допустимого.

Внешний окружной модуль:

mₑ= = =3,99мм ≈ 4мм                                           (17)

Уточняем:

dₑ₁=z₁ • mₑ=25 • 4 = 100 мм                                             (18)

dₑ₂=z₂ • mₑ=79 • 4 = 316 мм

по табл. 3.11[1] определяем основные параметры передачи.

Углы делительных конусов:

ctgδ₁==3,16         =17⁰34′;                                       (19)

₂=90 -=90⁰-17⁰34′=72⁰26′;

Внешнее конусное расстояние и Rₑ и длина зуба b

Rₑ=0,5 • mₑ • =0,5 • 4 •=165,7 мм                   (20)

b=• R= 0,285 • 165,7=47,2 мм                                     (21)

Принимаем b=48 мм

Проверяем рекомендацию < 0,3

  == 0,29 < 0,3 – условие выполняется.

 

Средние делительные диаметры:

dm₁ =2(Rₑ-0,5b)=2(165,7-0,5 • 48) • =85,5 мм              (22)

    

dm₂ =2(Rₑ-0,5b)=2(165,7-0,5 • 48) •=279,19 мм

Внешние диаметры (по вершинам зубьев)

dₐₑ₁ = dₑ₁ + 2 • mₑ•+2 • 4 •=107,63 мм                (23)

                 dₐₑ₁= dₑ₁ + 2 • mₑ•+2 • 4 •=107,63 мм                (24)

Средний окружной модуль:

mtm = =   =3,42 мм                                           (25)

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

bd = == 0,561                                              (26)

Силы в зацеплении:

окружное усилие

Ft== = 2881,9 H;                                           (27)

Осевое усилие на шестерне и радиальное на колесе:

Fа₁ = Fr₂= Ft • tga• =316,5 H;               (28)

Радиальное усилие шестерни и осевое на колесе:

Fr₁ = Far₂=Ft • tga • =1000 H.           (29)

Определяем окружную скорость:

V== = 4,35 м/с                                    (30)

Назначаем 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений назначаем коэффициент нагрузки:

Kн=Kн• Kнa • Kн ,                                                      (31)

Где Kн  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба.

По табл. 3,5[1] при bd =0,561, консольном расположении колёс и твёрдости НВ <350 Kн =1,23.

Kнa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По табл. 3,4[1] Kнa =1.

Kн – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

По табл. 3,6[1] Kнu =1,05.

Kн=1,23 • 1,0 • 1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение по формуле 3,27[1]

н=                                    (32)

                                      

н= =419,6 Н/мм²

н =419,6 Н/мм² <[н]=440 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Выполняем проверочный расчёт на усталость при изгибе по формуле 3,31[1]:

F=                                  (33)

где – коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

KF – коэффициент нагрузки;

F 0,85 – опытный коэффициент;

KF=KF • KF                                                          (34)

Где KF  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба. По табл. 3,7[1] при bd = 0,561, консольном расположении колёс и твёрдости НВ <350 KF =1,38.

  KF - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

По табл. 3,8[1] KF =1,45.

KF =1,38 • 1,45=2,0

Эквивалентное число зубьев:

Zv₁= = ≈26;                                          (35)

Zv₂= = ≈262;

По с.42[1] принимаем: YF₁ =3,88; YF₂=3,6;

Определяем менее прочное звено:

==71,6                                                   (36)

= = 69,7

Расчёт выполняем по колесу:

F= = 148,3 Н/мм²=251 Н/мм²

условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле 12.1 [2] при пониженных допускаемых напряжениях:

d=                                                (37)

где T – передаваемый крутящий момент;

[ – допускаемое условное напряжение  при кручении. По

рекомендациям ст.273. [2] принимаем  [=20 Н/мм² - при расчёте входных и выходных концов валов; [=10…15 Н/мм² - для промежуточных валов.

Входной вал.

Диаметр входного вала:

dвх==31,3 мм

Согласовывая с валом электродвигателя, принимаем dвх =32 мм.

Диаметр вала под уплотнением dу =36 мм.

Диаметр вала под подшипником dп =40 мм.

Выходной вал.

Диаметр выходного конца вала:

dвых= = 44,4 мм

Принимаем dвых =45 мм.

Диаметр вала под уплотнением dу =50мм.

Диаметр вала под подшипником dп =50мм.

Диаметр вала под колесом dк =52мм.

 

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня.

Из-за разницы между диаметром вала под колесом и диаметром впадин шестерни, принимаем к изготовлению конструкцию вал-шестерня.