Проектирование редуктора

 

Инв.№ подл.

Подп. и дата

Взам. инв.№

Инв.№ дубл.

Подп. и дата

 

Изм

Лист

№ докум

Подп.

Дата

 

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

ПЗ 103054

 Разраб.

Бородич

 Провер.

Вигерина

 Т. Контр.

 

 Н. Контр.

 

 Утверд.

 

 

 

Редуктор червячный

Лит.

Листов

 

ПГУ гр.10ТМ-2

 

 

 Реценз.

 

Масса

Масштаб

 

 

 

1 : 1

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

2.1. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ.

4.РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ  УЗЛОВ.

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ МУФТ

 

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, СТАНКОВ И КРЫШЕК

8. СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

9. ВЫБОР ПОСАДОК

10. СБОРКА И РЕГУЛИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

11.ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

 

 

ВВЕДЕНИЕ

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

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.

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.

Проектируемые машины должны иметь  наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и  габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в  обслуживании: допускать автоматизацию  работы машины, стандартизацию деталей  и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются  все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.

 

 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определяем крутящий момент на выходном валу

                                                                                                

Определяем  общий КПД привода

    (открытая)

(по предварительному расчету)

                                                                                                                  

Определяем  потребную мощность

                                                                                                     

 кВт

Выбираем  двигатель с передаваемой мощностью  15,0 кВт

Номинальная частота вала вращения двигателя

 об/мин

Принимаем

Принимаем двигатель с передаваемой мощностью  11 кВт и частотой вращения 2920 об/мин. Марка двигателя: 4A160S2У3

 

Определяем  передаточное число червячной передачи из стандартного ряда:

                                                                                                 

 

                                                                                                                     

;

.

Параметры:

Находим мощности на каждом из валов

 кВт

кВт

 кВт

 кВт

 кВт

Теперь  находим частоту вращения

 об/мин

 об/мин 

 об/мин 

 об/мин 

 об/мин

Найдем  угловые скорости

 

 

Находим крутящий момент на каждом из валов

 

Полученные  данные заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Кинематический расчёт привода

№ вала	P, кВт	T, Н м	n, об/мин	ω, рад/с
1	13,491	44,1	2920	305,62
2	13,089	42,8	2920	305,62
3	9,46	387	233,6	24,45
4	8,897	910	116,8	12,23
5	7,927	1523	62,13	6,05

 

 

 

2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

 

2.1.Расчет цепной передачи

Исходные  данные:

а) частота  вращения n₁= 116,8 об/мин;

б) мощность на валу P₁=8,897 кВт;

в) передаточное число ступени u_ч = 1,88;

г) вращающий  момент Т₁ = 910 Н • м.

д) вращающий момент на валу червячного колеса Т₂ = 387 Н • м.

е) расположение червяка – нижнее (под колесом).

Тип цепи приводной роликовой однорядной ГОСТ 13568-97

Межосевое расстояние , мм: 1745

Порядок расчета

Определяю предварительное значение шага однорядной цепи, мм

_{По  табл. 3.1.1. выбираю  цепь, шаг которой  наиболее близкий  к рассчитанному}

Обозначение цепи	Размеры, мм
	t	d1	d2	b1	b	b7	h	tt
				Не менее	Не более
1	2	3	4	5	6	7	8	9
ПР-44,45-172,4	44,45	25,40	12,70	25,40	34	62	42,4	-

 

А, мм²	Разрушающая сила F, kH	Масса m, кг/м
10	11	12
472	17,24	7,5

 

 

_{Число зубьев ведущей звездочки}

 _{По табл. 3.3.1.  значение .}

_{Число зубьев ведомой звездочки}  

 

_{Берем целое нечетное число} 

_{Действительное  передаточное число  передачи}

    _(1,9)

_{Коэффициент учитывающий условия  эксплуатации цепи,}

_{Скорость  цепи, м/с} 

_{Окружное  усилие, Н} 

 _Н

_{Удельные  давления в шарнирах цепи, МПа}

_{Значения  давления должно находится  в пределах:}

  _где 

_{Вид смазывания передачи =}

_{Смазывание  цепи: смазка густая внутришарнирная. Пропитка цепи через 120…180 ч.}

_{Число звеньев цепи или  длина цепи, выраженная в шагах,}

 _где

 

        

Расчетное межосевое расстояние при принятом _,мм

_{Действительное  межосевое расстояние, мм} 

_{Делительные диаметры звездочек, мм}

                            

_{Коэффициент запаса прочности  цепи}

          

                    

        

_{Сила, нагружающая валы передачи, Н}  

2.2 Расчет червячной передачи

Исходные  данные для расчета:

а) частота  вращения червяка n₂= 2920 об/мин;

б) частота  вращения червячного колеса n₃=233,6 об/мин;

в) передаточное число ступени u_ч = 12,5;

г) вращающий  момент на валу червяка Т₁ = 42,8 Н • м.

д) вращающий момент на валу червячного колеса Т₂ = 387 Н • м.

е) расположение червяка – нижнее (под колесом).

 

Порядок расчета

1. Выбор  материала червяка и венца  червячного колеса.

В нашем  примере принимаем материал червяка  – сталь 40Х , закалка ТВЧ до твердости  H₁=45…50 HRC с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка – эвольвентный.

Выбор материала  венца червячного колеса связан со скоростью скольжения υ_s:

м/с

По табл. 1П.32 приложения 1П при υ_s 5 м/с в качестве венца червячного колеса принимаем бронзу оловянную БрО10Н1Ф1: способ отливки К – в кокель; σ_в=275 МПа; σ_т=200 МПа.

2. Определение  допускаемых контактных напряжений  [σ_н] при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.

По формуле  для материала венца колеса – оловянная бронза

                                                                                                                

  где:

             

        

            

            

            

            

        

          Т.к.           

                 Н • м;         

Определение допускаемых изгибаемых напряжений [σ_н], МПа:

             

  где   -  коэфициент голговечности

              ;

               ;

               Т.к.           

               Н • м;

3. Определение  основных параметров червячной  передачи.

Число заходов  червяка зависит от передаточного  числа червячной передачи u_ч.

При u_ч=12,5, принимаем Z₁=4.

 

Число зубьев червячного колеса:

                                                                                                                                         

Предварительная величина межосевого расстояния:

                                                                                   

 мм

  Предварительно принимаю  диаметра червяка .

Предварительная величина модуля зацепления:

 мм

Принимаем стандартное значение m=4,5 мм

По таблице  значение коэффициента q таким, чтобы , мм было максимально близ к расчетному .

 мм

Данной  величине соответствует ранее принятое стандартное значение q=10.

 

Расчетные контактные напряжения:

               Н • м;

Проверяем предварительно принятую скорость скольжения, м/с:

 где  мм; град.

 мм.;

  м/с;

Что немного  отличается от предварительно рассчитанной υ_S = 9,575 м/с. Оставляем принятый ранее материал венца червячного колеса оловянная бронза.

Коэффициент смещения

                                                                                                                

 

Размеры нарезанной части  червяка:

а) делительный  диаметр

                                                                                                 

мм;

б) начальный  диаметр

мм;

в) делительный  угол подъема линии витков

; γ = 21,8º;

г) начальный  угол подъема линии витков

; γ_w = 21,8º;

д) высота головки витков

мм

e) диаметр вершин витков

 мм

ж) высота головки витков

мм,

где

з) диаметр впадин витков

 мм

Длину нарезаемой части червяка b₁ при x=0

При х=0, мм

В качестве расчетной величины принимаем значение b₁=77 мм.

 

Размеры венца червячного колеса:

а) диаметр делительной окружности

 мм;

б) начальный диаметр 

 мм;

в) высота головки зубьев:

мм,

где ;

г) диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении:

 мм;

д) высота ножки  зубьев:

мм,

где

е) диаметр  впадин зубьев колеса в среднем сечении:

 мм;

ж) наибольший диаметр червячного колеса:

 мм;

 

 

Ширина венца b₂ червячного колеса при Z₁=4:

 мм

Принимаем b₂ = 36 мм.

Условный  угол обхвата червяка венцом 2δ:

                                                                                                               

4. Определение расчетных напряжений изгиба σ_F при расчете зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе.

 

Определим коэффициент Y_F.

 (табл. 4.2.21);     

 

Удельная  окружная  динамическая сила, Н/м:

,       

Где H,

 

 H,

 Н/мм,

5. Определение жесткости и термообработки червяка.

Степень точности передачи равен 7 (табл. 4.2.23.), так как передача имеет повышенные скорости и требует малый шум, имеет повышенные требования к габаритам.

Червяк  закален, шлифован и полирован. К  нарезается шлифованной червячной  фрезой. Обкатка под нагрузкой. Твердость  HB>350

Прогиб  червяка, мм

Расстояние  между опорами червяка, мм:

Модуль  упругости, МПа;

Момент  инерции сечения червяка,

, где

                         

     

Допускаемый прогиб, мм:

 

         

              

6. Тепловой расчет передачи

КПД передачи  где - угол трения, град;

(табл.4.2.24.)

Выделяющая  тепловая мощность, кВт 

Тепловая  мощность, передоваемая в окружающую среду, кВт:

, где  - температура окружающей среды;

- внутренняя температура редуктора  (масла);

- поверхность охлаждения для  одноступенчатых редукторов;

;         

 кВт

Так как  то температура и редуктор следует выполнить с циркуляционно системой смазки.

   Способ смазывания передачи выбираем  погружениям в ванну и со  значением вязкости масла в  16

7. Расчет сил в зацеплении червячной передачи, Н

Уточненная  мощность и момент на входном валу передачи

кВт;

   Н • м;

 

 

Червяк

Окружные  H

Радиальные  H

Осевые  H

 

Червячное колесо

Окружные  H

Радиальные  H

Осевые  H

 

 

2.3 Расчет прямозубой

                                 цилиндрической передачи

 

Исходные  данные для расчета:

а) частота  вращения шестерни n₃=233,6  об/мин;

б) частота  вращения колеса n₄= 116,8 об/мин;

в) передаточное число ступени U_ц.п.=2;

г) вращающий  момент на валу шестерни Т₃ =387 Н • м.

          д) вращающий момент на валу колеса Т₄ =910 Н • м.

е) коэфициенты использования передачи в году и за сутки соответственно k_год=0,5 , k_сут=0,5;

ж) число лет работы n_год=6;

 

 

Проектный расчет

1.Выбор  варианта термообработки зубчатых  колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни – улучшение и закалка, твердость поверхности 45...53 НRC; т.о.  колеса - улучшение, твердость поверхности 270...300 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 35ХМ;

 Выходные параметры п.1:

1. Материал шестерни;                    HB₁ =500;  σ_в1=1600;  σ_т1=1400;   (З)
2. Материал зубчатого колеса;       HB₂ =250;  σ_в2=900;  σ_т2=800;       (У)

 

2. Определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

 Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Предел  контактной выносливости поверхности  зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

 МПа;

 МПа;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h:

где L_h

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; k_HE=0,537- исходя из циклограммы.

 

Коэффициент приведения k_HE  для все видов термической обработки:

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

.

Так как  N_НE2>N_Нlim2, тогда

.

S_н=1,2

Предел  контактной выносливости, Мпа;

Величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного  напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

 

3. Определение  межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем  примере шестерня рассчитываемой ступени  расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему  привода). По табл. 1П.11 приложения 1П  при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,4 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент  ψ_ba (предварительно):

По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁>350 и НВ2 >350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,025.

Приняв  для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 49,5, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

мм.

4. Определение  модуля передачи.

_{Принимая  предварительно , определяем модуль зацепления, мм}

мм

По табл. 4.2.2. для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда являются m= 5, 6, 8 мм.

Примем  m =6 мм.

 

5. Определение  чисел зубьев шестерни и колеса.   Число зубьев шестерни

 

   принимаем Z₁=18.

Число зубьев колеса

.

6. Определение  расчетного межосевого расстояния

7. Действительное передаточное число

8. Диаметры  зубчатых колес, мм:

- начальные

.

 мм;

 мм.

Проверка: мм

Примем  коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм; 

мм;

мм;

мм.

Ширина  венца колеса

мм. 

 

Ширина  венца шестерни

мм. 

Уточняем  коэффициент ψ_bd:

,

Проверочный расчет

8. Проверка  пригодности заготовок зубчатых  колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

 мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 270...300 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 35ХМ. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг  и толщину заготовки обода S_заг: