Расчет редуктора

 

 

Содержание

Введение……………………………………………………………………………3

1.Выбор  электродвигателя, кинематический  и силовой расчет привода………4

2. Расчет зубчатой  передачи………………………………………………………7

3. Проектный расчет  валов………………………………………………………..11

4. Конструктивные размеры шестерни…………………………………………..14

5. Конструктивные размеры  корпуса и крышки редуктора…………………….15

6. Подбор  подшипников для валов редуктора…………………………………...16

7.Подбор муфт……………………………………………………………………..20

8. Подбор  и расчет шпоночных соединений……………………………………..21

9. Проверочный расчет валов редуктора…………………………………………22

10. Выбор посадок…………………………………………………………………24

11. Смазывание зубчатых  колес ………………………………………………….25

12. Сборка редуктора………………………………………………………………26

Список используемой литературы………………………………………………..27

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, выполненных 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 и цепные передачи.

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и другие.

В отдельных случаях  в корпусе редуктора размещают  также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или  устройства для охлаждения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

1.1Определим общее передаточное число привода по формуле:

 

,                 (1.1)

где  – рекомендуемые минимальные и максимальные  передаточные числа зубчатой передачи; 
– рекомендуемые минимальные и максимальные  передаточные числа ременной передачи, [1] (таблица 2.2)

1.2. Расчетная частота вращения вала электродвигателя:

                                               (1.2)

Где  . –  частота вращения выходного вала (согласно задания), об/мин;

 

1.3. В полученном диапазоне от 750 до 3000об/мин можно выбрать по таблице 2.3 [1] 3 варианта синхронных частот двигателей: n_син1=750 об/мин, n_син2=1000 об/мин, n_син3=1500об/мин, n_син4=3000об/мин.

 

1.4. Для окончательного выбора электродвигателя определим требуемую его мощность:

                                   (1.3)

где:   – мощность на ведомом валу (из задания), кВт; 
– общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Общий КПД определим по формуле:

                                            (1.4)

где:  =0,98          – КПД муфты; 
=0,97                 – КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи; 
=0,99                – КПД пары подшипников; 
=0,95                – КПД ременной передачи [1] таблица 2.1 определяем средние значения КПД передач и элементов привода.

Согласно условию  по таблице 2.3 [1] выбираем электродвигатель серии АИР типа  112М4/1432 с номинальной частотой двигателя n_эд=1432 об/мини; ;  d_{вл эл}=32мм (таблица 2.4 [1]).

 

1.5 Определим фактическое общее передаточное отношение, которое должна иметь передача:

,                         (1.5)

1.6 Находим фактическое значение передаточных чисел каждой передачи. Для зубчатой передачи выбираем из [2], таблица 7.5 u_зуб= 4 Зная фактическое общее передаточное отношение и передаточное отношение зубчатой передачи рассчитаем передаточное отношение ременной передачи:

,                        (1.6)

 

   1.7  Определяем крутящие моменты на валах.

На ведущем валу редуктора:

,  (1.7)

где: – крутящий момент на ведущем валу, Н·м; 
  – требуемая мощность электродвигателя, кВт; 
  – номинальной частотой двигателя, об/мин.

• на ведомом валу редуктора:

,                                (1.8)

1.8.  Рассчитаем частоту вращения, об/мин:

• ведущего вала редуктора

(Ременная передача до редуктора )  

                                                    (1.9)

• ведомого вала редуктора:

    (1.10) 
2 Расчет зубчатой передачи

 

2.1 Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

2.1.1 Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений будем выполнять по [2] пункт 3.1.

В мало и средненагруженных передачах  применяют зубчатые колеса с твердостью материала H ≤ 350 HB. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для нашей зубчатой передачи согласно [1] таблицы 2,6 и 2,7 выбираем сталь 40Х  для зубчатого колеса и шестерни: - для шестерни назначаем термообработку улучшение с пределом текучести σ_т1 = 750 МПа и твердостью поверхности 269…302 НВ₁

- для зубчатого колеса  назначаем термообработку улучшение с пределом текучести σ_т2 = 640 МПа и твердостью поверхности 235…262 НВ₂

2.1.2 Для дальнейших расчетов определим среднюю твердость зубьев шестерни и колеса НВ_ср2 как среднее арифметическое предельных значений твердости выбранного материала:

НВ_ср1=(269+302)/2=286

НВ_ср2=(235+262)/2=250.

2.1.3 Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]_Н1  и колеса [σ]_Н2:

                                              (2.1)

где: [σ_Н1(2)] – допускаемые контактные напряжения для зубьев  шестерни и колеса соответственно, МПа; 
– предел контактной выносливости  для зубьев  колеса, МПа.

Z_N = 1 коэффициент долговечности;

S_H= 1,1 коэффициент запаса прочности

Значения σ_Hlim согласно [2] таблицы 3.1 находим по формуле:

  =2·НВ_ср1(2)+70=2·250+70=570МПа                                              (2.2)

где: НВ_ср2 – средняя твердость зубьев шестерни и колеса

Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1  и колеса [σ]_F2: 

                                  (2.3)

где: [σ]_F1, [σ]_F2 – допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса соответственно, МПа;  
σ_Flim – допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса при числе циклов перемены напряжений, соответствующем пределу выносливости, МПа.

- коэффициент долговечности

( ) -коэффициент реверсивности. ( )

- минимальный коэффициент запаса  прочности ( =1,4…1,7)

 Значения σ_Flim,  согласно [2] таблицы 3.1 находим по формуле:

                                                                                                                (2.4)

где: НВ_ср1, НВ_ср2 – средняя твердость зубьев шестерни и колеса.

2.2 Проектный расчёт передачи

 

2.2.1 Принимаем значения коэффициентов для расчёта передачи.

Значения коэффициента ширины шестерни относительно межосевого расстояния примем из стандартного ряда используя рекомендации [3, с.18]:

=0,4

Тогда                              (2.5)

По  графику на рисунке 2.2 [1] для  =1 определяем

= 1,05

Определяем межосевое  расстояние.

                                             (2.6)

 

где К_а- вспомогательный коэффициент [1, с.17].

Принимаем =160 мм, согласно ГОСТa [2, таблица 7.6 ]

2.2.2 Рассчитываем делительный диаметр и ширину венца

Делительный диаметр колеса

 d₂=2 а_wu_зуб/(u_зуб+1)=2·160·4/(4+1)=256      мм                                     (2.7)

ширина венца колеса

=ψ_ba· =0,4·160=64      (мм)                                                        (2.8)

2.2.3 Определяем модуль зацепления по эмпирической зависимости, мм

 

                                                                     (2.9)

                                                     (2.10)

Принимаем = 3 мм, согласно ГОСТу таблица 7.1 [2].

2.2.4 Суммарное число зубьев передачи

Z_Σ=2·а_w/m=2·160/3=106,6=106                                                      (2.11)

Полученное значение округляем  до целого числа 

2.2.5 определяем число зубьев  шестерни

  (2.12)

принимается целое число.

 

2.2.6 Число зубьев колеса

Z₂ = Z_Σ –Z₁=106-21=85                                              (2.13)

2.2.7 определить основные геометрические размеры шестерни и колеса:

• диаметры делительных окружностей  шестерни и колеса

d₁ = mz₁=3·21=63;   

 d₂ = mz₂=3·85=255                                                                               (2.14)

с точностью до 0,01 мм;

• проверяем фактическое межосевое расстояние

                             а_ω = (d₁ +d₂)/2=(63+255)/2=159,                              (2.15)

• определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m=63+2·3=69

d_a2 = d₂ + 2m=255+2·3=261;                                                                  (2.16)

• ширина венца колеса b₂= ψ_ba ^.а_ω =0,4·160=64                               (2.17)

и шестерни b₁ = b₂ + (2...5)=64+4=68                                                  (2.18)

• Определяем диаметр окружности впадин зубьев.

df₁=d₁-2,5∙m=63-2,5·3=55,5   

df₂=d₂-2,5∙m=255-2,5·3=247,5                                                              (2.19)

2.2.8  Определим действительное передаточное отношение и проверим его отклонение от заданного:

,                                        (2.20)

          проверим  величину отклонения действительного передаточного отношения от заданного, %.

                                         (2.21)

2.2.9 определяем силы, действующие в зацеплении:

• окружная     

   F_t=2T₂/d₂=2·294,43/0,255=2309,25H                                                      (2.22)

• радиальная 

  F_r= F_ttg20⁰=840,5H                                                                                  (2.23)

2.2.10 определяем окружную скорость зубчатых колёс

 υ=ω₁d₁/2=62,77·0,063/2=1,98м/с                                                              (2.24)

где ω₁-угловая скорость быстроходного вала редуктора.

ω₁=π∙n₁/30= 3,14·599,16/30=62,77рад/с                                                    (2.25)

по справочнику  табл. 2,9  [1]. Назначаем  9 степень точности.

2.2.11  уточняем коэффициент ширины венца

ψ_bd=b₂/d₁=64/63=1,02                                                                                 (2.26)

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки по длине венца рис. 7.22, 7.23 [2].   К_Нβ=1,05 ,  К_Fβ= 1,1.

Коэффициент динамической нагрузки табл.7.2, 7.3 [2] .   К_Нυ=1.1 ,  К_Fυ= 1.28.

2.2.12  проверяем зубья по контактным напряжениям

                                                                                                             (2.27)

2.2.13 коэффициент формы зуба рис.2.4 [1] принимаем Y_F1=4.07  Y_F2=3.6

 проверяем прочность  зубьев шестерни и колеса на  изгиб

            σ_F1=(Y _F1F_t К_Fβ К_Fυ )/(b₂m)=(4,07·2309,25·1,05·1,28)/(64·3)=

                =12631,78/192=65,79<[σ_F1] МПа

σ_F2= σ_F1∙ Y _F2/ Y _F1=65,79·3,6/4,07=57,49<[σ_F2]МПа                                 (2.28)

условия прочности выполняются, следовательно, передача рассчитана верно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Проектный расчет валов

 

3.1 Расчет ведущего вала

3.1.1 Разрабатываем эскиз быстроходного вала.

 

3.1.2 Определяем диаметр выходного конца вала, мм: