Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет редуктора. 17

Содержание

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

1 Расчёт срока службы привода………………………………………………………………………3

2 Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя………………………….............................4

3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений………………..9

4 Расчет зубчатой передачи…………………………………………………………………………11

5 Расчёт нагрузок валов редуктора…………………………………………………………………17

6 Проектный расчёт валов…………………………………………………………………………...20

7 Эскизная компоновка редуктора……………………………………………….............................23

8 Проверочный расчет валов …………….………………………………………............................24

9 Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо……………………….…………………..28

10 Конструирование зубчатого колеса …………………………………………………………….29

11 Сборка редуктора……………………………………………………………………………….30

12 Техника безопасности…………………………………………………………………………....31

Литература…………………………………………………………………………………………....32

Введение

В производственных машинах необходим большой вращающий момент при угловой скорости, меньшей, чем у двигателя. Для передачи движения от двигателя к производственной машине и изменения при этом угловой скорости и вращающего момента служат различные передаточные механизмы. Зубчатый, или червячный , передаточный механизм , предназначенный для уменьшения угловых скоростей и представляющий систему зубчатых колес в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли и одновременно являющемся масляной ванной для механизма, называется редуктором. Размещение опор валов редуктора в одном общем жестком корпусе обеспечивает постоянство относительного расположения осей валов , а это позволяет применять широкие колеса с малым модулем. Применение малых модулей, в свою очередь, приводит к увеличению точности и уменьшению уровня шума при работе передачи, к снижению стоимости ее изготовления. Обильное смазывание способствует малому износу и повышает КПД редукторной передачи. Наличие корпуса обеспечивает безопасность работы редукторов. Этими достоинствами редукторов объясняется вытеснение ими открытых передач.

По виду звеньев передачи редукторы делятся на цилиндрические (оси ведущего и ведомого валов параллельны ), конические ( оси валов пересекаются),червячные ( оси валов перекрещиваются в пространстве). Встречаются и комбинированные редукторы , представляющие сочетания зубчатых (цилиндрических и конических ) и червячных передач.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно применяют при передаточном числе U<7 . Одноступенчатый редуктор наиболее прост и надежен в работе. Применяется для мощностей до 40000кВт.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяются при передаточном числах U<40 . Первая ( быстроходная ) ступень редуктора во многих случаях имеет косозубые колеса : тихоходная ступень может быть выполнена с прямозубыми колесами. Не менее часто применяются редукторы , у которых обе ступени имеют колеса одинакового вида (прямозубые, косозубые и шевронные ).

Трехступенчатый цилиндрический редуктор обеспечивает передаточное число U<150 и выше. Достоинство данной схемы - симметричное расположение зубчатых колес всех ступеней.

Коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор применяют при пересекающихся осях ведущего и ведомого валов. Передаточное число такого редуктора обычно не выше 25.

При необходимости получения различных угловых скоростей выходного вала в корпусе редуктора размещают несколько пар зубчатых колес с различными передаточными числами и специальный механизм переключения , который может включать по мере надобности ту или иную пару зубчатых колес. Такие передаточные механизмы называют коробками передач.

1 Расчёт срока службы привода

1.1 Принимаем в соответствии с заданием: работу привода в 2 смены, нагрузку малоизменяющуюся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов

1.2 Определяем ресурс работы привода:

L_h = 365×L_r×t_c×L_c = 365∙5∙8∙2 = 29200 (час) (1.1)

где:

L_r - срок службы привода, лет

t_c - продолжительность смены, час

L_c – число смен

1.3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда L_n будет представлять собой следующую формулу :

L_n = 0,85 *L_h = 29200∙0,85 = 24820 (час) (1.2)

1.4 Составляем табличный ответ решения:

L_r , лет	t_c , час	L_c	L_{n ,} Час	Характер нагрузки	Режим работы
5	8	2	24820	С малыми колебаниями	Реверсивный

2 Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя.

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины

P_рм = F*V = 1,6∙10³∙1,8=2,88 (кВт) (2.1)

где:

F - значение тяговой силы, кH

V - линейная скорость тяговой цепи, м/сек

2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

h = h_зп*h_оп*h_м*h_пс*h²_пк = 0,96∙0,96∙0,98∙0,99²∙0,98 = 0,867 (2.2)

где:

h_зп - КПД редуктора, принимаем 0,96

h_оп - КПД открытой передачи, принимаем 0,96

h_м - КПД муфты, принимаем 0,98

h_пк - КПД подшипников качения, принимаем 0,99

h_пс - КПД подшипников скольжения, принимаем 0,98

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя:

P_ном = P_рм / h = 2,88∙10³/0,867=3,32∙10³ = 3,32 (кВт) (2.3)

где:

Р_рм - мощность рабочей машины, КВт

h - общий КПД

Принимаем двигатель серии 4АМ100L4УЗ с номинальной мощностью Рном = 4,0(кВт), и

частотой вращения при номинальном режиме n_ном = 1430 (об/мин).

2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n_рм = (60×1000×V)/ (Z×P) = (60×1000×1,8)/(9∙150) = 80 (об/мин) (2.4)

где Z– число зубьев ведущей звездочки тягового органа;

P – шаг тяговой цепи, мм.

V- скорость тягового органа, м/сек.

2.1.5 Определяем передаточное отношение привода для принятого типа двигателя при заданной мощности :

U_ном = n_ном / n_рм = 1430/80=17,87 (2.5)

где

n_ном - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

n_рм - частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин.

2.1.6 Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по СТ СЭВ 221-75 равным :

U_зп = 5,6

2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:

U_оп = U_ном / U_зп = 17,87/5,6= 3,19 (2.6)

2.2 Определение силовых и кинематических параметров привода

2.2.1 Определяем мощность валов привода:

а) Вал двигателя:

P_дв = P_ном =4(кВт) (2.7)

б) Быстроходный вал:

P₁ = P_дв*h_м*h_пк = 4*0,98*0,99 = 3,88(кВт) (2.8)

где

h_пк - КПД подшипников качения

h_м - КПД муфты

в) Тихоходный вал:

Р₂ = Р₁*h_зп*h_пк = 3,88*0,96*0,99 = 3,68(кВт) (2.9)

где

h_зп - КПД редуктора

h_пк - КПД подшипников качения

г) Вал рабочей машины:

Р_рм = Р₂*h_оп*h_пс = 3,68∙0,96∙0,98 = 3,46(кВт) (2.10)

где

h_оп - КПД открытой передачи

h_пс - КПД подшипников скольжения

2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода:

а) Вал двигателя:

w_ном = p*n_ном / 30 = 3,14∙1430/30 = 149,67 (рад/с) (2.11)

где

n_ном-номинальная частота вращения двигателя

б) Быстроходный вал:

w₁ = w_ном =149,67 (рад/с) (2.12)

U_{оп -} передаточное число открытой передачи

в) Тихоходный вал:

w₂ = w₁ / U_зп = 149,67/5,6 = 26,73(рад/с) (2.13)

где

w₁ - угловая скорость быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи

г) Вал рабочей машины:

ω_рм = ω₂/U_оп= 8,38 (рад/с) (2.14)

где

w₂ - угловая скорость тихоходного вала.

2.2.3 Определяем вращающий момент валов привода:

а) Вал двигателя:

Т_дв = Р_дв / w_ном = 4/149,67 = 26,725 (Н*м) (2.15)

где

P_дв - мощность на валу двигателя

w_ном - номинальная угловая скорость

б) Быстроходный вал:

T₁ = Т_дв* h_м*h_пк= 26,725*0,98*0,99= 25,928 (Н*м) (2.16)

где

Т_дв - вращающий момент двигателя

h_пк - КПД подшипников качения

h_оп - КПД открытой передачи

г) Тихоходный вал:

Т₂=Т₁*U_зп*h_зп*h_пк= 25,928*5,6*0,96*0,99 =137,995 (Н*м) (2.17)

где

Т₁ - вращающий момент быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи

h_зп - КПД закрытой передачи

h_пк - КПД подшипников качения

в) Вал рабочей машины:

Т_рм = Т₂* Uоп* h_оп*h_пс = 137,995*3,19*0,96*0,98 = 414,144 (Н*м) (2.18)

где

Т₂ - вращающий момент тихоходного вала

h_пс - КПД подшипников скольжения

h_м - КПД муфты

2.2.4Определяем частоту вращения валов привода:

а) Вал двигателя:

n_дв= n_ном = 1430(об/мин) (2.19)

где

n_ном - номинальная частота вращения двигателя

б) Быстроходный вал:

n₁ = n_ном =1430= 1430 (об/мин) (2.20)

где

n₁ - частота вращения быстроходного вала

n_ном - номинальная частота вращения двигателя

U_оп- передаточное число открытой передачи

в) Тихоходный вал:

n₂ = n₁ / U_зп = 1430/5,6 = 255,36 (об/мин) (2.21)

где

n₁ - частоту вращения быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи

г) Вал рабочей машины

n_рм = n₂/ U_оп = 80,049 (об/мин) (2.22)

где

n₂ - частота вращения тихоходного вала.

2.2.5 Составляем табличный ответ решения задачи:

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ100L4УЗ; Р=4,0(кВт); n=1430(об/мин)
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	Редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число U	5,6	3,19	Расчетная мощность Р, кВт	4	3,88	3,68	3,46
			Угловая скорость w, 1/с	149,67	149,67	26,73	8,38
КПД h	0,96	0,96	Частота вращения n, об/мин	1430	1430	255,36	80,049
			Вращающий момент Т, Н*м	26,725	25,928	137,995	414,144

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1Назначаем твердость, термообработку и материал для шестерни и колеса:

Принимаем марку материала сталь:

для шестерни: сталь 40Х

твердость: 235 … 262 HB;

термообработка: улучшение;

для колеса: сталь 40

твердость: 192 … 228 HB;

термообработка: улучшение;

3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

HB_ср1= (235+262)/2 = 248,5 HB (3.1)

HB_ср2= (192+228)/2 = 210 HB (3.2)

3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

N_{1 =}573_*w_1* L_n=573*149,67*24820 = 2128585786,2 (3.3)

N_{2 =}573_*w_2* L_n= 573*26,73*24820 = 380150317,8 (3.4)

где

w₁ и w₂ - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с^-1

L_n - рабочий ресурс двигателя, час

3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

N_но1= 16,401*10⁶ (3.5) N_но2= 10,5*10⁶ (3.5)

где

N_но-число циклов перемены напряжений соответствующих выносливости циклов

3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

(3.7), (3.8)

где

N_но - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

Принимаем K_HL1= K_HL2=1, т.к. N > N_но

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:

(Н/мм²) (3.9)

(Н/мм²) (3.10)

3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²) (3.11)

(Н/мм²) (3.12)

Принимаем [s]_H = 445 Н/мм², т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

(3.13), (3.14)

где

N_FO1, N_FO2 - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10⁶ циклов

N₁, N₂ - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода

3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²) (3.15)

(Н/мм²) (3.16)