Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет редуктора. 15

Зміст.

1. Вступ.

2. Кінематична схема і вихідні данні

3. Кінематичний розрахунок і вибір електродвигуна

4. Механічні властивості матеріалів та розрахунок допустимих навантажень

5. Розрахунок циліндричної зубчатої передачі та визначення її основних розмірів

6. Приблизний розрахунок валів

6.1 Приблизний розрахунок ведучого вала

6.2 Приблизний розрахунок веденого вала

7. Вибір типової конструкції редуктора та його ескізна компоновка

7.1 Конструктивні розміри шестерні та колеса

7.2 Конструктивні розміри корпуса редуктора

7.3 Перший етап компоновки редуктора

8. Розрахункові схеми валів, епюри моментів згину та кручення

8.1 Розрахункова схема ведучого вала

8.2 Розрахункова схема веденого вала

9. Підбір підшипників

9.1 Підшипники ведучого вала

9.2 Підшипники веденого вала

10. Уточнений розрахунок валів

11. Підбір та перевірочний розрахунок шпонок

12. Вибір посадок зубчатих коліс, підшипників, кришок та муфт

13. Вибір матеріалів для змащування та опис системи мащення зачеплення та підшипників

14. Опис складання редуктора

15. Література

1. Вступ.

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі.

Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутовий швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами чи мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т. д. В окремих випадках в корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащування зачеплень і підшипників (наприклад, всередині корпусу редуктора може бути поміщений шестерневий масляний насос) або пристрої для охолодження (наприклад, змійовик з охолоджуючою водою в корпусі черв'ячного редуктора).

Редуктор проектують або для приводу певної машини, або за заданою навантаженні (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без вказівки конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організовано серійне виробництво редукторів.

Редуктори класифікують за такими основними ознаками: типом передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні); числом ступенів (одноступінчасті, двоступінчасті і т. д.); типу - зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д.) ; відносному розташуванню валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостям кінематичної схеми (розгорнута, соосна, з роздвоєним щаблем і т. д.).

Можливості отримання великих передавальних чисел при малих габаритах забезпечують планетарні і хвильові редуктори.

2. Кінематична схема і вихідні данні.

Вихідні данні:

1. Потужність на ведучому валу транспортера Р_тр = 2,6 кВт;

2. Кутова швидкість ведучого валу транспортера ω_тр = 10 рад/с;

3. Передаточне число редуктора U = 2,5;

4. Відхилення від передаточного число ΔU = 4%;

5. Термін роботи редуктора L_h = 12∙10 ³;

6. Навантаження постійне. Передача нереверсивна.

Рисунок -1 Кінематична схема: 1 - електродвигун; 2 - клиноремінна передача; 3 - одноступінчатий редуктор з циліндричними прямозубими колесами; 4 - муфта; 5 - транспортер;

I - вал електродвигуна; II - ведучий вал редуктора; III - ведений вал редуктора; IV - вал транспортеру.

3. Кінематичний розрахунок і вибір електродвигуна.

По таблиці 1.1 [1] коефіцієнт корисної дії пари циліндричних зубчатих коліс η₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати трьох пар підшипників кочення η₂ = 0,99; ККД клиноремінної передачі η₃ = 0,95; ККД плоско ремінної передачі в опорах привідного барабана η₁ = 0,99.

Отже, загальний ККД приводу за формулою стор. 4 [1]:

η = η₁ η₂³ η₃ η₄ (3.1)

η = 0,98∙(0,99) ³∙0,95∙0,99= 0,9

Необхідна потужність електродвигуна за формулою стор. 4 [1]:

(3.2)

кВт

По ГОСТ 19523-81 по необхідній потужності Р_дв = 2,9 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об/хв 4А112МА6У3 з параметрами Р_дв = 3 кВт і ковзанням 4,7 %.

Номінальна частота обертання стор. 6 [1]:

n_дв = n_c (1 - s), (3.3)

де n_c =1000 об/хв- синхронна частота обертання;

s - ковзання.

n_дв 1000∙(1 - 0,047) = 953 об/хв

Кутова швидкість:

(3.4)

рад/с

Передаточне відношення:

(3.5)

Для редуктора передаточне число рівне U_ред = 2,5

Таке передаточне число знаходиться в межах можливих для ремінної передачі.

Крутні моменти, що створюються на кожному валу можна вирахувати за формулою:

(3.6)

Крутний момент на валу I:

Н∙м

Потужність на валу вираховують за формулою:

, (3.7)

, де n - номер валу.

Потужність на валу II:

Вт

Кутова швидкість валу II:

Крутний момент на валу II:

Н∙м (2.10)

Частота обертання валу II:

об/хв (2.11)

Крутний момент на валу III:

кН×м (2.12)

Частота обертання валу III:

об/хв (2.13)

2.9 Виконаємо перевірку:

_(2.14)

Відхилення передаточного числа складає 4%, що є допустимим.

Таблиця 2.1 Характеристика валів

	n, об\хв	w, рад\с	Р, кВт	М, Н∙м
Вал I	953	100	3	30
Вал II	239	25	2,85	114
Вал III	96	10	2,6	260

4. Механічні властивості матеріалів та розрахунок допустимих навантажень.

Так як в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, то вибираємо матеріал з середніми механічними характеристиками: для шестерні - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість HB 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче HB 200.

Допустимі контактні напруження для коліс ([1], стор. 33):

, (4.1)

де - межа контактної стійкості при базовому числу циклів;

K_HL - коефіцієнт довговічності, оскільки число циклів навантаження більше базового, що має місце при довготривалій експлуатації редуктора, приймаємо K_HL = 1;

[S_H] - коефіцієнт безпеки, оскільки колесо та шестерня з поліпшеної сталі, приймаємо [S_H] =

= 1,1.

По [1], стор. 34, таблиці 3.2 для вуглецевої сталі з твердістю поверхонь зубів менше, ніж

HВ 230 та термічною обробкою (поліпшенням):

(4.2)

Отже, допустимі навантаження:

для шестерні

МПа

для колеса

МПа

Допустиме контактне навантаження приймаємо, як для колеса з меншим значенням: МПа.

Допустиме напруження при перевірці на згинання ([1], стор. 43):

, (4.3)

де - межа витривалості при від нульовому циклі згинання для поліпшеної сталі 45 по [1], стор. 44, таблиці 3.9;

[S_F ] - коефіцієнт безпеки.

Коефіцієнт безпеки розраховується за формулою:

, (4.4)

де - коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу;

- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчатого колеса

З [1], стор. 44 для поковки та штамповки ; по [1], стор. 44, таблиці 3.9 .

Отже допустимі навантаження при згині:

для шестерні

МПа

для колеса

МПа

5. Розрахунок циліндричної зубчатої передачі та визначення її основних розмірів.

Розрахунок міжосьової відстані проводимо з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів ([1], стор.32):

, (5.1)

де К_а - коефіцієнт, для прямозубих К_а = 49,5;

М₃ - крутний момент на колесі, Н∙мм;

К_Н_β - коефіцієнт, який враховує нерівномірності розподілення навантаження по ширині зубчатого вінця, оскільки з сторони клиноремінної передачі діє сила тиску на ведучий вал, що викликає його деформацію та погіршує контакт зубів, приймаємо значення цього коефіцієнта як у випадку не симетричного розташування по [1], стор. 32, таблиці 3.1 при HB ≤ 350 К_Н_β =1,25;

ψ_ba - коефіцієнт ширини зубчатого вінця, приймаємо ψ_ba = 0,25 [1], стор. 36.

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185 з другого ряду а_W = 180 мм.

Нормальний модуль ([1], стор. 293)

(5.2)

мм

Приймаємо по ГОСТ 9563 m_n = 2,5 мм.

Визначаємо число зубів для шестерні ([1], стор. 36):

(5.3)

Приймаємо z₁ = 41, тоді .

Загальні розміри шестерні та колеса:

ділильний діаметр:

(5.4)

мм

Перевірка міжосьової відстані:

(5.5)

мм

Перевірка виконується.

Діаметри вершин зубців:

(5.6)

мм

Ширина зубчатих коліс:

ширина колеса ([1], стор. 33)

(5.7)

мм

ширина шестерні

(5.8)

мм

Коефіцієнт ширини шестерні ([1], стор. 33):

(5.9)

Окружна швидкість коліс ([1], стор. 294):

(5.10)

м/с

При такій швидкості для прямозубих коліс потрібно прийняти 8-му степінь точності ([1], стор. 32)

Коефіцієнт навантаження ([1], стор. 32):

, (5.11)

де K_H_α - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами, приймаємо для прямозубих коліс ([1], стор. 32) K_H_α =1;

K_H_ν - динамічний коефіцієнт, приймаємо для прямозубих коліс з 8-ою степеню точності ([1], стор. 40) K_H_ν = 1,05;

К_Н_β - коефіцієнт навантаження по [1], стор. 39, таблиці 3.5 при ψ_bd = 0,49, НВ ≤ 350 та несеметричному розташуванні коліс, оскільки враховується навантаження від клиноремінної

передачі ведучого валу, приймаємо К_Н_β =1,05.

Перевірка контактних напружень ([1], стор. 31):

(5.12)

Умова контактної міцності зубців виконується.

Сили, діючі в зачепленні:

окружна ([1], стор. 158)

(5.13)

кН = 1170 Н

радіальна ([1], стор. 158)

, (5.14)

де α = 20 ° - кут зачеплення.

Перевірка зубців на витривалість по напруженням згину ([1], стор. 46):

, (5.15)

де Y_F - коефіцієнт, який враховує форму зуба та залежить від еквівалентного числа z ([1], стор.32), приймаємо ,;

K_F - коефіцієнт навантаження.

Коефіцієнт навантаження ([1], стор. 42):

, (5.16)

де K_F_β - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження по довжині зуба, по [1], стор. 43, таблиці 3.7 при ψ_bd = 0,49, НВ ≤ 350 та несиметричному розташуванні коліс для врахування навантаження від пасової передачі, приймаємо K_F_β = 1,095;

K_F_ν - коефіцієнт динамічності, по [1], стор. 43, таблиці 3.8, приймаємо K_F_ν = 1,25.

Перевірку на згин проводимо для того зубчатого колеса, для якого відношення менше.

Відношення:

для шестерні

МПа

для колеса

МПа

Для колеса відношення менше. Тому перевірку зубів на згинання проведемо для колеса.

МПа <

Умова міцності зубів на згинання виконується.

6. Приблизний розрахунок валів.

Приблизний розрахунок проводимо на кручення по зниженим допустимим напруженням.

6.1 Приблизний розрахунок ведучого вала.

Діаметр вихідного кінця вала при допустимому напруженні [τ_k] = 25 МПа, розраховуємо за формулою ([1], стор. 161):

, (6.1.1)

де n - номер валу.

мм

Приймаємо діаметр вихідного кінця валу мм, округливши до найближчого більшого значення з стандартного ряду. На вихідний кінець валу насаджуємо шків клиноремінної передачі. Довжина вихідного кінця валу вираховуємо по формулі ([1], стор. 129):

(6.1.2)

мм

Приймаємо: мм.

Приймаємо діаметр вала під підшипниками 35 мм.

Так як шестерня великого діаметра порівняно з необхідним діаметром вала, то виконуємо її насадною. приймаємо діаметр вала під шестернею мм. Діаметр буртика біля шестерні приймаємо конструктивно мм.

Рисунок 6.1.1 - Конструкція ведучого валу

6.2 Приблизний розрахунок веденого вала.

Діаметр вихідного кінця вала при допустимому напруженні [τ_k] = 17,5 МПа, розраховуємо за формулою (6.1.1):

мм

Так як вал з’єднується з напівмуфтою, то приймаємо діаметр вала з врахування встановлення пружної втулково-пальцевої муфти МПВП, яка передає момент до 500 Н∙м [1], стор. 277, таблиця 11.5 мм, вибираємо таке значення оскільки діаметр 42 є не рекомендованим.

Довжина вихідного кінця вала для можливості встановлення напівмуфти мм.

Приймаємо діаметр вала під підшипниками 50 мм.

Діаметр вала під зубчатим колесом мм. Діаметр буртика біля зубчатого колеса, приймаємо конструктивно мм.

Рисунок 6.2.1 - Конструкція веденого вала

Діаметри інших ділянок валів назначаємо виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.

7. Вибір типової конструкції редуктора та його ескізна компоновка.

7.1 Конструктивні розміри шестерні та колеса.

Всі геометричні співвідношення приймаємо по [1], стор. 233, таблиці 10.1. Крутний момент передається за допомогою шпонкового з’єднання.

Шестерню та колесо виконуємо насадними. Ділильний діаметр шестерні d₁ = 102,5 мм. Діаметр вершин зубів шестерні мм. Ширина шестерні b₁ = 50 мм.

Шестерня виконується кованою.

Діаметр ступиці:

, (7.1.1)

де п - індекс ділянки на яку насаджене зубчате колесо.

мм

Приймаємо d_cт = 65 мм.

Довжина ступиці:

, (7.1.2)

де п - індекс ділянки на яку насаджене зубчате колесо.

мм

Приймаємо l_ст = 50 мм.

Товщина обода:

(7.1.3)

мм

Приймаємо δ₀ = 10 мм.

Товщина диска:

, (7.1.4)

де п - індекс зубчатого колеса

мм.

Оскільки шестерня невелика то в ній отвори не виконуються.

Фаски:

(7.1.5)

мм

Приймаємо n = 1 мм.

Зубчате колесо виконується кованим.

Ділильний діаметр колеса d₂ = 257,5 мм. Діаметр вершин зубів колеса мм. Ширина колеса b₂ = 45 мм.

Діаметр ступиці по формулі 7.1.1:

мм

Приймаємо d_cт = 90 мм.

Довжина ступиці по формулі 7.1.2:

мм

Приймаємо l_ст = 66 мм.

Товщина диска по формулі 7.1.4:

мм.

Діаметр розташування отворів в ободі:

, (7.1.6)

де D₀ - внутрішній діаметр ободу.

мм

Приймаємо мм.

Діаметр отворів:

(7.1.7)

мм

Приймаємо d₀ = 40 мм.

7.2 Конструктивні розміри корпуса редуктора.

Всі співвідношення розмірів приєднуваних деталей та товщини корпуса та кришок розраховуємо згідно [1], стор. 241, таблиці 10.2.

Товщина стінок корпуса та кришки:

(7.2.1)

мм

Приймаємо δ = 8 мм.

(7.2.2)

мм

Приймаємо δ = 8 мм.

Товщина фланців поясів корпуса та кришки:

верхнього поясу корпуса та поясу кришки

(7.2.3)

мм

нижнього поясу корпуса

(7.2.4)

мм

Приймаємо р = 20 мм.

Діаметр болтів:

фундаментальних

(7.2.5)

мм

Приймаємо болти з різзю М20.

які кріплять кришку корпуса біля підшипників

(7.2.6)

мм

Приймаємо болти з різзю М16.

які кріплять кришку до корпуса

(7.2.7)

мм

Приймаємо болти з різзю М12.

По [1], стор. 242, таблиці 10.3 ширина виступу корпуса для встановлення болтів М16 - К₂ =

= 39 мм. Відстань від зовнішньої стінки редуктора до осей болтів - c₂ = 21 мм.

Ширина виступу корпуса для встановлення болтів М20 - К₁ = 48 мм. Відстань від зовнішньої стінки редуктора до осей болтів - c₁ = 25 мм.

ширина виступу корпуса для встановлення болтів М12 - К₃ = 33 мм. Відстань від зовнішньої стінки редуктора до осей болтів - c₃ = 18 мм.

7.3 Перший етап компоновки редуктора.

На першому етапі компонування наближено визначаємо положення зубчатих коліс, веденого шківа клиноремінної передачі та напівмуфти на вихідному кінці тихохідного вала редуктора відносно опор - підшипників кочення. Це необхідно для розрахунку опорних реакцій та підбору підшипників.