Расчет оборотов редуктора на выходе. Подбор мотор-редуктора

Курсовая работа

Дисциплина Детали машин

Тема «Расчёт редуктора»

Введение

1. Кинематическая схема и исходные данные

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

5. нструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипника

13. Выбор сорта масла

14. Сборка редуктора

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых 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, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют 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.).

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

1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу транспортера

;

Угловая скорость вала редуктора

;

Передаточное число редуктора

;

Отклонение от передаточного числа

;

Время работы редуктора

.

1 – электромотор;

2 – ременная передача;

3 – муфта упругая втулочно-пальцевая;

4 – редуктор;

5 – ленточный транспортёр;

I – вал электромотора;

II – ведущий вал редуктора;

III – ведомый вал редуктора.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η 2 = 0,99; КПД клиноременной передачи η 3 = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, η 4 = 0,99

2.2 ОбщийКПДпривода

η = η 1 η2 η 3 η 4 = 0,98∙0,99 2 ∙0,95∙0,99= 0,90

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

= =1,88 кВт.

где P III -мощность выходного вала привода,

h-общий КПД привода.

2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Р дв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Р дв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.

Номинальная частота вращения

n дв.= n c (1-s)

где n c -синхронная частота вращения,

s- скольжение

2.5 Угловая скорость

= = 73,79рад/с.

2.6 Частота вращения

= = 114,64об/мин

2.7Передаточное отношение

= = 6,1

где w I -угловая скорость двигателя,

w III -угловая скорость выходного привода

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

= =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кН×м.

Крутящий момент на 1-м валу М I =0,025кН×м.

P II =P I ×h p =1,88×0,95=1,786 Н×м.

рад/с кН×м.

Крутящий момент на 2-м валу М II =0,092 кН×м.

кН×м.

Крутящий момент на 3-м валу М III =0,14 кН×м.

2.10 Выполним проверку:

Определим частоту вращения на 2-м валу:

Частоты вращения и угловые скорости валов

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, , стр.33:

где s H limb – предел контактной выносливости;Для колеса

= МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю

= 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ψ bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент К нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К нβ = 1,25.

В этой формуле для прямозубых передач К d = 99;

Передаточное число U=1,16;

М III -крутящий момент на 3-м валу.

Описание программы

Программа написана в Exsel, очень проста в пользовании и в освоении. Расчет производится по методике Чернаского .
1. Исходные данные:
1.1. Допускаемое контактное напряжение, Мпа ;
1.2. Принятое передаточное отношение, U ;
1.3. Вращающий момент на валу шестерни t1, кН*мм ;
1.4. Вращающий момент на валу колеса t2, кН*мм ;
1.5. Коэффициент;
1.6. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

2. Стандартный окружной модуль, мм :
2.1. допустимое мин;
2.2. Допустимое макс;
2.3 Принимаемое по ГОСТ.

3. Расчет количество зубьев :
3.1. Принятое передаточное отношение, u;
3.2. Принятое межосевое расстояние, мм;
3.3. Принятый модуль зацепления;
3.4. Количество зубьев шестерни (принятое);
3.5. Количество зубьев колеса (принятое).

4. Расчет диаметров колес ;
4.1. Расчет делительных диаметров шестерни и колеса, мм;
4.2. Расчет диаметров вершин зубьев, мм.

5. Расчет прочих параметров:
5.1. Расчет ширины шестерни и колеса, мм;
5.2. Окружная скорость шестерни.

6. Проверка контактных напряжений ;
6.1. Расчет контактных напряжений, Мпа;
6.2. Сравнение с допустимым контактным напряжением.

7. Силы в зацеплении;
7.1. Расчет окружной силы, Н;
7.2. Расчет радиальной силы, Н;
7.3. Эквивалентное число зубьев;

8. Допустимое напряжение изгиба :
8.1. Выбор материала шестерни и колеса;
8.2. Расчет допустимого напряжения

9. Проверка по напряжениям изгиба;
9.1. Расчет напряжения изгиба шестерни и колеса;
9.2. Выполнения условий.

Краткая характеристика прямозубой цилиндрической передачи

Прямозубая цилиндрическая передача является самой распространенной механической передачей с непосредственным контактом. Прямозубая передача менее вынослива, чем другие подобные и менее долговечна. В такой передаче при работе нагружается только один зуб, а также создается вибрация при работе механизма. За счет этого использовать такую передачу при больших скоростях невозможно и нецелесообразно. Срок службы прямозубой цилиндрической передачи гораздо ниже, чем других зубчатых передач (косозубых, шевронные, криволинейные и т.д.). Основными преимуществами такой передачи являются легкость изготовления и отсутствие осевой силы в опорах, что снижает сложность опор редуктора, а соответственно, снижает стоимость самого редуктора.

В данной статье содержится подробная информация о выборе и расчете мотор-редуктора. Надеемся, предлагаемые сведения будут вам полезны.

При выборе конкретной модели мотор-редуктора учитываются следующие технические характеристики:

• тип редуктора;
• мощность;
• обороты на выходе;
• передаточное число редуктора;
• конструкция входного и выходного валов;
• тип монтажа;
• дополнительные функции.

Тип редуктора

Наличие кинематической схемы привода упростит выбор типа редуктора. Конструктивно редукторы подразделяются на следующие виды:

• Червячный одноступенчатый со скрещенным расположением входного/выходного вала (угол 90 градусов).
• Червячный двухступенчатый с перпендикулярным или параллельным расположением осей входного/выходного вала. Соответственно, оси могут располагаться в разных горизонтальных и вертикальных плоскостях.
• Цилиндрический горизонтальный с параллельным расположением входного/выходного валов. Оси находятся в одной горизонтальной плоскости.
• Цилиндрический соосный под любым углом . Оси валов располагаются в одной плоскости.
• В коническо-цилиндрическом редукторе оси входного/выходного валов пересекаются под углом 90 градусов.

Важно! Расположение выходного вала в пространстве имеет определяющее значение для ряда промышленных применений.

• Конструкция червячных редукторов позволяет использовать их при любом положении выходного вала.
• Применение цилиндрических и конических моделей чаще возможно в горизонтальной плоскости. При одинаковых с червячными редукторами массо-габаритных характеристиках эксплуатация цилиндрических агрегатов экономически целесообразней за счет увеличения передаваемой нагрузки в 1,5-2 раза и высокого КПД.

Таблица 1. Классификация редукторов по числу ступеней и типу передачи

Тип редуктора	Число ступеней	Тип передачи	Расположение осей
Цилиндрический		Одна или несколько цилиндрических	Параллельное
			Параллельное/соосное
			Параллельное
Конический		Коническая	Пересекающееся
Коническо-цилиндрический		Коническая	Пересекающееся/скрещивающееся
Червячный		Червячная (одна или две)	Скрещивающееся
			Параллельное
Цилиндрическо-червячный или червячно-цилиндрический		Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
Планетарный		Два центральных зубчатых колеса и сателлиты (для каждой ступени)
Цилиндрическо-планетарный		Цилиндрическая (одна или несколько)	Параллельное/соосное
Коническо-планетарный		Коническая (одна) Планетарная (одна или несколько)	Пересекающееся
Червячно-планетарный		Червячная (одна) Планетарная (одна или несколько)	Скрещивающееся
Волновой		Волновая (одна)

Передаточное число [I]

Передаточное число редуктора рассчитывается по формуле:

I = N1/N2

где
N1 - скорость вращения вала (количество об/мин) на входе;
N2 - скорость вращения вала (количество об/мин) на выходе.

Полученное при расчетах значение округляется до значения, указанного в технических характеристиках конкретного типа редукторов.

Таблица 2. Диапазон передаточных чисел для разных типов редукторов

Важно! Скорость вращения вала электродвигателя и, соответственно, входного вала редуктора не может превышать 1500 об/мин. Правило действует для любых типов редукторов, кроме цилиндрических соосных со скоростью вращения до 3000 об/мин. Этот технический параметр производители указывают в сводных характеристиках электрических двигателей.

Крутящий момент редуктора

Крутящий момент на выходном валу - вращающий момент на выходном валу. Учитывается номинальная мощность , коэффициент безопасности [S], расчетная продолжительность эксплуатации (10 тысяч часов), КПД редуктора.

Номинальный крутящий момент - максимальный крутящий момент, обеспечивающий безопасную передачу. Его значение рассчитывается с учетом коэффициента безопасности - 1 и продолжительность эксплуатации - 10 тысяч часов.

Максимальный вращающий момент - предельный крутящий момент, выдерживаемый редуктором при постоянной или изменяющейся нагрузках, эксплуатации с частыми пусками/остановками. Данное значение можно трактовать как моментальную пиковую нагрузку в режиме работы оборудования.

Необходимый крутящий момент - крутящий момент, удовлетворяющим критериям заказчика. Его значение меньшее или равное номинальному крутящему моменту.

Расчетный крутящий момент - значение, необходимое для выбора редуктора. Расчетное значение вычисляется по следующей формуле:

Mc2 = Mr2 x Sf <= Mn2

где
Mr2 - необходимый крутящий момент;
Sf - сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент);
Mn2 - номинальный крутящий момент.

Эксплуатационный коэффициент (сервис-фактор)

Сервис-фактор (Sf) рассчитывается экспериментальным методом. В расчет принимаются тип нагрузки, суточная продолжительность работы, количество пусков/остановок за час эксплуатации мотор-редуктора. Определить эксплуатационный коэффициент можно, используя данные таблицы 3.

Таблица 3. Параметры для расчета эксплуатационного коэффициента

Тип нагрузки	К-во пусков/остановок, час	Средняя продолжительность эксплуатации, сутки
Плавный запуск, статичный режим эксплуатации, ускорение массы средней величины
Умеренная нагрузка при запуске, переменный режим, ускорение массы средней величины
Эксплуатация при тяжелых нагрузках, переменный режим, ускорение массы большой величины

Мощность привода

Правильно рассчитанная мощность привода помогает преодолевать механическое сопротивление трения, возникающее при прямолинейных и вращательных движениях.

Элементарная формула расчета мощности [Р] - вычисление соотношения силы к скорости.

При вращательных движениях мощность вычисляется как соотношение крутящего момента к числу оборотов в минуту:

P = (MxN)/9550

где
M - крутящий момент;
N - количество оборотов/мин.

Выходная мощность вычисляется по формуле:

P2 = P x Sf

где
P - мощность;
Sf - сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент).

Важно! Значение входной мощности всегда должно быть выше значения выходной мощности, что оправдано потерями при зацеплении: P1 > P2

Нельзя делать расчеты, используя приблизительное значение входной мощности, так как КПД могут существенно отличаться.

Коэффициент полезного действия (КПД)

Расчет КПД рассмотрим на примере червячного редуктора. Он будет равен отношению механической выходной мощности и входной мощности:

η [%] = (P2/P1) x 100

где
P2 - выходная мощность;
P1 - входная мощность.

Важно! В червячных редукторах P2 < P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Чем выше передаточное отношение, тем ниже КПД.

На КПД влияет продолжительность эксплуатации и качество смазочных материалов, используемых для профилактического обслуживания мотор-редуктора.

Таблица 4. КПД червячного одноступенчатого редуктора

Передаточное число	КПД при a w , мм
	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8,0	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10,0	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16,0	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20,0	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25,0	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40,0	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50,0	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80

Таблица 5. КПД волнового редуктора

Таблица 6. КПД зубчатых редукторов

По вопросам расчета и приобретения мотор редукторов различных типов обращайтесь к нашим специалистам. C каталогом червячных, цилиндрических, планетарных и волновых мотор-редукторов , предлагаемых компанией Техпривод можно ознакомиться на сайте.

Романов Сергей Анатольевич,
руководитель отдела механики
компании Техпривод

Существуют 3 основных вида мотор-редукторов - это планетарные, червячные и цилиндрические мотор-редукторы. Для увеличения крутящего момента и еще большего уменьшения величины оборотов на выходе мотор-редуктора существуют и различные комбинации вышеуказанных типов мотр-редукторов. Предлагаем Вам воспользоваться калькуляторами для приблизительного расчета мощности мотор-редуктора механизмов ПОДЪЁМА груза и механизмов ПЕРЕМЕЩЕНИЯ груза.

Для механизмов подъема груза.

1. Определяем требуемые обороты на выходе мотор-редуктора исходя из известной скорости подъема

V= π*2R*n, где

R- радиус подъмного барабана, м

V-скорость подъема, м*мин

n- обороты на выходе мотор-редуктора, об/мин

2.определяем угловую скорость вращения вала мотор-редуктора

3. определяем требуемое усилие для поднятия груза

m- масса груза,

g- ускорение свободного падения(9,8м*мин)

t- коэффициент трения (где то 0,4)

4. Определяем крутящий момент

5. расчитываем мощность электродвигателя

Исходя из расчета выбираем требуемый мотор-редуктор из технических характеристик на нашем сайте.

Для механизмов перемещения груза

Все то же самое, кроме формулы вычисления усилия

а- ускорение груза (м*мин)

Т — время за которое груз проходит путь по, например, конвейеру

Для механизмов подъема груза лучше применять Мотор-редукторы МЧ, МРЧ , так как в них исключена возможность прокручивания выходного вала при приложении к нему усилия, что избавляем от необходимости устанавливать на механизм колодочный тормоз.

Для механизмов перемешивания смесей или бурения рекомендуем Мотор-редукторы планетарные 3Мп, 4МП так как они испытывают равномерную радиальную нагрузку.

Задание на проектирование 3

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода 4

2. Расчет зубчатых колес редуктора 6

3. Предварительный расчет валов редуктора 10

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 13

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес 13

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора 13

4.3.Компановка редуктора 14

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ 16

5.1. Ведущий вал 16

5.2.Ведомый вал 18

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов 22

6.1.Ведущий вал 22

6.2.Ведомый вал: 24

7. Расчет шпонок 28

8.ВЫБОР СМАЗКИ 28

9.СБОРКА РЕДУКТОРА 29

ЛИТЕРАТУРА 30

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру.

Кинематическая схема:

1. Электродвигатель.

2. Муфта электродвигателя.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Муфта барабана.

6. Барабан ленточного конвейера.

Технические требования: мощность на барабане конвейера Р б =8,2 кВт, частота вращения барабана n б =200 об/мин.

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η з = 0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η п.к = 0,99; КПД муфты η м = 0,96.

Общий КПД привода

η общ =η м 2 ·η п.к 3 ·η з = 0,97 2 ·0,99 3 ·0,96=0,876

Мощность на валу барабана Р б =8,2 кВт, n б =200 об/мин. Требуемая мощность электродвигателя:

Р дв =
=
= 9.36 кВт

N дв = n б ·(2...5)=
= 400…1000 об/мин

Выбираем электродвигатель, исходя из требуемой мощности Р дв =9,36 кВт, электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А160M6У3, с параметрами Р дв =11,0 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя:

n дв = об/мин.

Передаточное число i = u = n ном / n б = 731/200=3,65

Определяем частоты вращения и угловые скорости на всех валах привода:

n дв = n ном = 731 об/мин

n 1 = n дв = 731 об/мин

об/мин

n б = n 2 = 200,30 об/мин

где - частота вращения электродвигателя;

- номинальная частота вращения электродвигателя;

- частота вращения быстроходного вала;

- частота вращения тихоходного вала;

i = u - передаточное число редуктора;

- угловая скорость электродвигателя;

-угловая скорость быстроходного вала;

-угловая скорость тихоходного вала;

-угловая скорость приводного барабана.

Определяем мощность и вращающий момент на всех валах привода:

Р дв =Р треб = 9,36 кВт

Р 1 =Р дв ·η м = 9.36·0,97=9,07 кВт

Р 2 =Р 1 ·η п.к 2 ·η з = 9,07·0,99 2 ·0,96=8,53 кВт

Р б =Р 2 · η м ·η п.к = 8.53·0,99·0,97=8,19 кВт

где
- мощность электродвигателя;

- мощность на валу шестерни;

- мощность на валу колеса;

- мощность на валу барабана.

Определяем вращающий момент электродвигателя и вращающие моменты на всех валах привода:

где - вращающий момент электродвигателя;

- вращающий момент быстроходного вала;

- вращающий момент тихоходного вала;

- вращающий момент приводного барабана.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Для шестерни и колеса выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

Для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К HL – коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σ H lim b = 2НВ+70;

К HL принимаем равным 1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности =1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни
= МПа

для колеса =
МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Условие
выполнено.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

,

где
- твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем в интервале (1 – 1,15). Примем =1,15;

ψ ba =0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψ ba = 0,4;

K a = 43 – для косозубых и шевронных передач;

u - передаточное число. и = 3,65;

.

Принимаем межосевое расстояние
, т.е. округляем до ближайшего целого числа.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m n =
=
мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 m n =2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10 о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=

Принимаем z 1 = 34, тогда число зубьев колеса z 2 = z 1 · u = 34·3.65=124,1. Принимаем z 2 = 124.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:
мм;

диаметры вершин зубьев:

d a 1 = d 1 +2 m n =68,86+2·2=72,86 мм;

d a 2 = d 2 +2 m n =251,14+2·2=255,14 мм;

диаметры впадин зубьев:d f 1 = d 1 - 2 m n =68,86-2·2=64,86 мм;

d f 2 = d 2 - 2 = 251,14-2·2=247,14 мм;

определяем ширину колеса : b 2=

определяем ширину шестерни: b 1 = b 2 +5мм =64+5=69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

К Нβ принимаем равным 1,04.

, т.к. твердость материала меньше 350НВ.

Таким образом, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

Рассчитываем перегруз:

Перегруз в пределах нормы.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

;

радиальная:

где
=20 0 -угол зацепления в нормальном сечении;

=9,07 0 -угол наклона зубьев.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

.

,

где
=1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

Коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Допускаемое напряжение по формуле

.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350 σ 0 F lim b =1,8 НВ.

Для шестерни σ 0 F lim b =1,8·230=415 МПа; для колеса σ 0 F lim b =1,8·200=360 МПа.

=΄˝ - коэффициент безопасности, где ΄=1,75, ˝=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни
МПа;

для колеса
МПа.

Находим отношение
:

для шестерни
;

для колеса
.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y β и K Fα:

где К Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

=1,5 - коэффициент торцового перекрытия;

n=8 -степень точности зубчатых колес.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Диаметры валов определяем по формуле:

.

Для ведущего вала [τ к ] = 25 МПа; для ведомого [τ к ] = 20 МПа.

Ведущий вал:

Для двигателя марки 4А 160М6У3 =48 мм. Диаметр вала d в1 =48

Примем диаметр вала под подшипниками d п1 =40 мм

Диаметр муфты d м =0,8·=
=38,4 мм. Принимаем d м =35 мм.

Свободный конец вала можно определить по приближенной формуле:

,

где d п – диаметр вала под подшипник.

Под подшипниками принимаем:

Тогда l =

Схематичная конструкция ведущего вала изображена на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

, принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Под подшипниками берем

Под зубчатым колесом

Схематичная конструкция ведомого (тихоходного) вала показана на рис.3.2.

Рис. 3.2. Конструкция ведомого вала

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин
.

Колесо кованое:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин

диаметр ступицы

длина ступицы,

принимаем

Толщина обода:

принимаем

Толщина диска:

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем
.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса:

Принимаем
.

Диаметр болтов:

фундаментальных ; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

; принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М8.

4.3.Компановка редуктора

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Размеры корпуса редуктора:

принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) ; принимаем А 1 =10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники однорядные средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников
и
.(Таблица 1).

Таблица 1:

Габариты намеченных подшипников

	Условное обозначение подшипника				Грузоподъемность, кН
		размеры, мм
Быстроходный
Тихоходный

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Эскизная компоновка изображена на рис. 4.1.

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

5.1. Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

Определяем опорные реакции.

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.1

В плоскости YOZ:

Проверка:

в плоскости XOZ:

Проверка:

в плоскости YOZ:

сечение 1:
;

сечение 2: M
=0

Сечение 3: М

в плоскости XOZ:

сечение 1:
;

=

сечение2:

сечение3:

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d =40 мм; D =80 мм; В =18 мм; С =32,0 кН; С о = 17,8кН.

где R B =2267,3 Н

- температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует
.

Отношение
; Х=0,56 и Y =2,15

Расчетная долговечность по формуле:

где
- частота вращения ведущего вала.

5.2.Ведомый вал

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.2

Определяем опорные реакции.

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости ХOZ:

Проверка:

Суммарные реакции в опорах А и В:

Определяем моменты по участкам:

в плоскости YOZ:

сечение 1: при х=0,
;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при x = l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3:;

в плоскости XOZ:

сечение 1: при х=0, ;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3: при x = l 1 + l 2 + l 3 ,

Строим эпюры изгибающих моментов.

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре и определяем их долговечность. Намечаем радиальные шариковые подшипники 211: d =55 мм; D =100 мм; В =21 мм; С =43,6 кН; С о = 25,0 кН.

где R A =4290,4 Н

1 (вращается внутреннее кольцо);

Коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

Температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует e=0,20.

Отношение
, тогда Х=1, Y=0. Поэтому

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

где
- частота вращения ведомого вала.

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений вала и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при
.

6.1.Ведущий вал

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 3 , ;

Сечение 2: при х= l 3 , ;

при х= l 3 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 3 + l 2 , ;

при х= l 3 + l 2 + l 1 , .

Крутящий момент:

Определяем опасные сечения. Для этого схематически изображаем вал (рис. 8.1)

Рис. 8.1 Схематическое изображение ведущего вала

Опасными являются два сечения: под левым подшипником и под шестерней. Они опасны, т.к. сложное напряженное состояние (изгиб с кручением), изгибающий момент значительный.

Концентраторы напряжений:

1) подшипник посажен по переходной посадке (напрессовка менее 20 МПа);

2) галтель (или проточка).

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности.

При диаметре заготовки до 90мм
среднее значение предела прочности для стали 45 с термообработкой - улучшение
.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом:

Т.к. давление напрессовки меньше 20 МПа, то снижаем значение данного отношения на 10 %.

для упомянутых выше сталей принимаем
и

Изгибающий момент из эпюр:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее напряжение:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

Результирующий коэффициент больше допустимых норм (1,5÷5). Следовательно, диаметр вала нужно уменьшить, что в данном случае делать не следует, т.к. такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

6.2.Ведомый вал:

Определяем суммарные изгибающие моменты. Значения изгибающих моментов по участкам берем с эпюр.

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 1 , ;

Сечение 2: при х= l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 1 + l 2 , ; .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения по формуле:

Т.к. результирующий коэффициент запаса прочности под подшипником меньше 3,5, то уменьшать диаметр вала не надо.

7. Расчет шпонок

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяем по формуле:

.

Максимальные напряжения смятия при стальной ступице [σ см ] = 100120 МПа, при чугунной [σ

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
=400,91 МПа и скорости
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ20799-75).

9.СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 0 С;

в ведомый вал закладывают шпонку
и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собрание валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры ведомого вала закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый указатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.Расчет расчетов сводим в таблицу 2: Таблица 2 Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора Параметры...

Проектирование и проверочный расчет редуктора

Курсовая работа >> Промышленность, производство

Есть выбор электродвигателя, проектирование и проверочный расчет редуктора и его составных частей. В... Вывод: ΔU = 1% редуктора [ΔU] = 4% ), кинематический расчет выполнен удовлетворительно. 1.4Расчет частот, мощностей...