Назначение редуктора. 2


ВВЕДЕНИЕ

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

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

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

 числу  ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые  и т.д.);

 типу  зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические  и т.д.);

 относительному  расположению валов редуктора  в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

 особенностям  кинематической схемы (развернутая,  соосная, с раздвоенной ступенью  и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые  горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

 

 

 

 

 

 

                            1 ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

На  рис. 1.1 изображен компоновочный  вариант 
кинематической схемы приводной станции:

 

 

               

 

 

Рис.1.1Кинематическая схема станции

 1 - электродвигатель;

  1. – цепная передача;

3- редуктор ;

4- муфта соединительная.

 

Определяем потребную мощность и диапазон частоты вращения электродвигателя :

, (1.1)

 

Принимаем = 0,97, =0,97, =0,99, =0,98 табл. 6.3. [1]

Определим общее передаточное число  редуктора:

,  (1.2)

Выбираем  из каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель М132S4У3, Рэ =7,5 кВт, nэд =1455 мин-1, dв=32 мм.

Определяем  действительное общее передаточное число привода и производим его  разбивку по передачам, руководствуясь тем, что:

Определяем  мощность, передаваемая валами привода:

 (1.3)

Определяем  частоту вращения валов привода:

      (1.4)

 

           Проверка:   (165.7-165)*100/165 =0.5%                                                                                                                                                  

Определяем  угловую скорость валов:

                                                       (1.5)

 

Определяем  крутящие моменты на валах:

                                     (1.5)

Проведем  предварительный расчет валов. Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях:

                                                                            (1.6)                     

где - допускаемое условное напряжение при кручении, МПа. Которое ориентировочно принимается =15-25 МПа.

 

.

 

2. РАСЧЁТ  ЦЕПНОЙ  ПЕРЕДАЧИ

 

1.Число зубьев малой  звездочки

                                                                     (2.1)

2.Находим ориентировачное значение  шага цепи

                                                  (2.2)

Коэффициент эксплуатации

    Принимаем по  табл. 6.18 цепь t = 115.875 и выбираем роликовую цепь ПР-15,875-22,7 с разрушающей нагрузкой , массой 1м цепи 1,0 кг, площадью проекции опорной поверхности шарнира

1.Проверяем цепь подвум  показателям

а) по частоте вращения –  по табл.6.21 допуск для цепи с шагом 15.875 мм частота вращения  . Условие выполняется

б) по давлению в шарнирах – по табл.6.19 значение

Расчетное давление                                                 (2.3)

Скорость цепи                                                (2.4)

Условие - условие выполняется

2.Определяем предварительно  межосевое расстояние

Принимаем а=600мм

Определяем число звеньев  цепи

                          (2.5)

Принимаем четное число звеньев  ,тогда межосевое расстояние

                              (2.6)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого растояния на 0,4%.

Назначаем а=594мм

3.Определяем нагрузку  на валы

4.Вычисляем коэффициент  запаса прочности цепи

                                                                (2.7)

По табл.6.20 следовательно .Условие выполнено.

5.Определяем диаметры  делительных окружностей звездочек

                                                                                       (2.8)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

 

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:

 

=464

       =165

- передаточное число передачи;

час - срок службы передачи;

материал  колеса и шестерни сталь 40Х, термическая  обработка улучшение 260…280НВ по табл. 8.8/1/;

Определяем   допускаемые контактные напряжения :

,                                                                                         (3.1)

Предел  контактной выносливости при базовом  числе циклов для выбранного материала (см. табл. 8.9/1/):

                                                                   (3.2)

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

; при этом ,                 (3.3)

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [SH ]=1,1

Допускаемое  контактное напряжения для шестерни и колеса обеих ступеней:

                                                           (3.4)

т. к. цилиндрическая прямозубая передача, то =536 МПа

Определяем   допускаемые напряжения изгиба :

,                                                                                          (3.5)

=1,8HB                                                                                      

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

;

 при этом ,               

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [SF ]=1,75

                                                         (3.6)

т. к. цилиндрическая прямозубая передача, то =267 МПа

 

По рекомендации табл. 8.4/1/ принимаем коэффициент ширины венца   .

 При  этом имеем

    табл. 3.1/2/

 Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев:                                                           

                                             (3.7)

Нормальный  модуль  зацепления:

,                                          

Принимаем

Определяем  ширину венца

                                                            (3.8)                  

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,                                                                        (3.9)                                                                                                      

Определяем  число зубьев шестерни и колеса:                                           

                                                       (3.10)

Проверяем значение межосевого расстояния

                                                                (3.11)

Фактическое передаточное число:

                                                                                   (3.12)

Основные  размеры шестерни и колеса:

диаметры  делительные:

,                                                                                                      

,                                                (3.13)

проверка: .

Диаметры  вершин зубьев:

,                                                                                            (3.14)  

,

диаметры  впадин:

,                                                                                          (3.15)

Окружная  скорость колеса тихоходной ступени:

,                                                       (3.16)

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности ( по табл. 4.6/4/).

Определяем  силы действующие в зацеплении

- окружная  сила                           (3.17)

- радиальная  сила                             (3.18)

Определяем  коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

,                                                                                   (3.19)

По табл.3.7/2/ находим ,

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (по табл. 3.7/2/ ).

Таким образом,      

Проверяем контактное напряжение по формуле( 8.10/1/):                 

   (3.20)

Перегрузка  Условие выполнено.

Проверка  зубьев  на  выносливость по напряжениям  изгиба :

,                                                                        (3.21)

Коэффициент нагрузки: ,                                                   

По табл. 3.7/2/ . По табл. 3.8/2/ . Итак .

По графику  стр.42/2/ находим YF1 =3,66 и YF2 =3,6.

Допускаемое  напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

,                                                                                                 (3.22)     

 

Коэффициент запаса прочности [sF]=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

 для шестерни  и колдеса:                                  (3.23)

Для шестерни  отношение:  ;

для  колеса: .

                                                                                   (3.24)

        стр.47/2/

 

,                                     

Условия прочности выполняются.

 

 

 

                            4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КОСОЗУБОЙ  ПЕРЕДАЧИ:

 

=464

- передаточное число передачи;

час - срок службы передачи;

материал  колеса и шестерни сталь 40Х, термическая  обработка улучшение 260…280НВ по табл. 8.8/1/;

Определяем   допускаемые контактные напряжения :

,                                                                                          (4.1)

Предел  контактной выносливости при базовом  числе циклов для выбранного материала (см. табл. 8.9/1/):

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

; при этом ,                

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [SH ]=1,1

Допускаемое  контактное напряжения для шестерни и колеса обеих ступеней:

                                                             (4.2)

т. к. цилиндрическая косозубая передача, то

Определяем   допускаемые напряжения изгиба :

,                                                                                       (4.3)

=1,8HB                                                                                      

;

 при этом ,               

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [SF ]=1,75

т. к. цилиндрическая косозубая передача, то =267 МПа

По рекомендации табл. 8.4/1/ принимаем коэффициент  ширины венца    .

Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев:                                                           

                                         (4.4)

Принимаем = 112мм                                

Нормальный  модуль  зацепления:

,                                           

Принимаем 

Определяем  ширину венца

 по табл. 8.4/1/

                                                            (4.5)

Принимаем предварительно угол наклона зубьев  стр.293/2/                                                                   

,                                                     (4.6)                                                                                                                                                                                                               

      

    Уточненное  значение угла наклона зубьев

     =10

диаметры  делительные:

,                                                    (4.7)                                                                                                 

проверка: .

Основные  размеры шестерни и колеса:

Диаметры  вершин зубьев:

,                                                                                              (4.8)  

,

диаметры  впадин:

,                                                                                            (4.9)

Окружная  скорость колеса быстроходной ступени:

,                                                     (4.10)

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности ( по табл. 3.4/2/)

                 =1,0 по табл. 3.6/2/

                  =1,06 по табл. 3.5/2/

                                                               (4.11)

                  

   (4.12)

Недогрузка  Условие выполнено.

 

Определяем  силы действующие в зацеплении

- окружная  сила                            (4.13)

- радиальная  сила                              (4.14)

- осевая  сила                                                    (4.15)

Проверяем контактное напряжение по формуле( 8.10/1/):                 

Проверка  зубьев  на  выносливость по напряжениям  изгиба:

,                                                                           (4.16)

Коэффициент нагрузки: ,                                                   

По табл. 3.7/2/ . По табл. 3.8/2/ . Итак .

По графику  стр.42/2/  находим  YF1 =3,84 и YF2 =3,61.

Допускаемое  напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Для шестерни  отношение:  ;

для  колеса: .

        стр.47/2/                  (4.17)

 

,                                     

Условия прочности выполняются.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус  редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенок основания корпуса  и крышки редуктора:

=0,025·132+3=6.3. Принимаем ,                     (5.1)

=0,02·132+3=5.64. Принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса  и пояс крышки:

                                                                     (5.2)

 

нижний пояс корпуса:

, принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

  • фундаментальных

                    (5.3)

 

принимаем болты с резьбой М14

  • крепящих крышку корпуса у подшипников:

                                        (5.4)

 

принимаем болты с резьбой М10.

  • соединяющих крышку с корпусом:

                                                 (5.5)

принимаем болты с резьбой М8.

Толщину стенок крышек подшипников, принимаем  в зависимости от диаметра самого подшипника.

 

6. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет входного вала.

Материал вала сталь 40Х

Определяем реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость

Вертикальная плоскость

Определяем запасы сопротивления  усталости в опасных сечениях.

Просчитываем опасное сечение: 

сечение I-I под шестерней, ослабленное шпоночным пазом. Для опасного сечения изгибающий момент:

               (6.1)

     Определим момент сопротивления сечения вала по формуле .

Определим полярный момент по формуле (6.5).

Определим коэффициент безопасности по изгибу по формуле .

 

 табл.12.13 [3]

 

 табл.12.9 [3]

 

=0,77, =0,81 табл.12.2 [3]

 

=1,9, =1,7 табл.12.3 [3]

 

По  формуле 

 

                                                                (6.2)

 

 

 

 

По  формуле 

                                                       (6.3)

 

Рис.1 Эпюры  изгибающих моментов входного вала.

Принимаем подшипник №46305.

Характеристика подшипников:

С=21100 Н; С0=14900 .

Реакции в подшипниках определим по формуле .

                                              (6.4)

 

е=0,30 по рис.9.49/2/

<0,30

X=1 Y=0

Принимаем Кб=1,3, Кт=1.05

H

Расчетная долговечность:

 

                                     (6.5)

                     

Условие  выполняется.

6.2 Расчет промежуточного вала

Материал вала сталь 40Х.

Определяем реакции в опорах:

 Горизонтальная плоскость

 

Вертикальная плоскость

Определяем запасы сопротивления  усталости в опасных сечениях.

Просчитываем  предполагаемое опасное сечение: 

сечение I-I .

 Изгибающий момент:

          

Определим момент сопротивления сечения вала по формуле .

Определим полярный момент по формуле (6.5).

Определим коэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5)

=0; ; табл.12.13 [3]; табл.12.9 [3]

=0,77, =0,81 табл.12.3 [3]; =1,7, =1,45 табл.12.3 [3]

По  формуле 

     рис. 1.4 [3]

По  формуле 

 

 

 

Рис.2 Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала.

 

6.2.1 Расчет подшипников

Принимаем подшипник №46306.

Характеристика подшипников: С=25600 Н; С0=18700Н.

Реакции в подшипниках определим по формуле .

        е=0,2 по рис.9.49/2/

        X=1 Y=0

Принимаем Кб=1,3, Кт=1,05

Расчет долговечности:

.

     

 Условие  выполняется.

6.3 Расчет выходного вала

Материал вала сталь 40Х

Определяем реакции в опорах:

Плоскость Y

Плоскость Z

Определяем запасы сопротивления  усталости в опасных сечениях.

Просчитываем опасные сечения: 

сечение I-I под шестерней, ослабленное шпоночным пазом . Для первого сечения изгибающий момент:

Определяем момент сопротивления  сечения вала:

Определяем полярный момент:

 

 

Напряжение изгиба

Напряжение кручения

Определим коэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5)

=0; ; табл.12.13 [3]; табл.12.9 [3]

=0,77, =0,81 табл.12.3 [3]; =1,7, =1,45 табл.12.3 [3]

По  формуле 

 

По формуле (15.3):

>

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.3 Эпюры изгибающих моментов выходного вала.

6.3.1 Расчет подшипников

Принимаем подшипник №308.

Характеристика подшипников: С=31900 Н; С0=22700 Н.

 

Реакции в подшипниках определим по формуле .

 

            X=1 Y=0

Принимаем Кб=1,3, Кт=1

Расчет долговечности:

.

     

 

Условие  выполняется.

             

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Материал  шпонок – сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и звездочками на срез и смятие. .

Условия прочности:

,                                                                                                   (7.1)

Назначение редуктора. 2 📙 Курсовая → 🆔 136151

Назначение редуктора. 2 📙 Курсовая → 🆔 136151

Назначение редуктора. 2