Расчет редуктора

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1.Энергетический  и кинематический расчет привода

    1.1.Общий  коэффициент полезного действия

    1.2.Вычисление  мощности двигателя

    1.3.Угловые  скорости и частоты вращения  валов

    1.4.Крутящие  моменты на валах

    1.5.Определение мощности на валах привода

2.Расчет косозубой  цилиндрической передачи

    2.1. Выбор  материалов зубчатых колес и  термической       обработки

   2.2.Пределы  длительной, контактной, изгибной выносливости

   2.3. Допускаемые  контактные напряжения зубьев

    2.4.Допускаемые напряжения при изгибе

    2.5.Максимальные  допустимые напряжения

    2.6.Определение  основных геометрических размеров  шестерни и колеса

          2.6.1. Определение делительных диаметров

          2.6.2. Определение диаметров вершин  зубьев

          2.6.3.  Определение диаметров впадин

3.Расчет клиноременных  передач

    3.1.Проектный  расчет

   3.2.Проверочный  расчет

         3.2.1.Силы, действующие в ремнях

         3.2.2.Проверка прочности ремней  по max напряжения

4. Расчет цепной  передачи

     4.1. Оптимальное число зубьев малой  звездочки

      4.2. Эксплуатационный коэффициент

      4.3. Проверочный расчет по износостойкости

      4.4 Проверочный расчет по числу  ударов звеньев цепи

      4.5. Проверочный расчет по коэффициенту  запаса прочности

      4.6. Геометрический расчет

5. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

   5.1 Быстроходный  вал-шестерня

   5.2 Тихоходный  вал и шестерня

    5.3. Манжеты  резиновые

    5.4. Зазор  между корпусом и колесом

    5.5. Шпонки  и концевые участки

     5.6 Крышка редуктора

6.Смазка и охлаждение деталей и узлов привода

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты  вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор, законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем  проекте произведен расчет механического  привода, открытой цилиндрической прямозубой передачи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1.Общий коэффициент полезного действия

= - общий коэффициент полезного действия (КПД).

- КПД первой ступени (ременной  передачи).

- КПД второй ступени (зубчатой  передачи).

- КПД цепной передачи.

  1.2. Вычисление мощности двигателя:

 По величине  потребляемой мощности транспортера ( ) находим мощность двигателя:

 Согласно кинетической  схеме приводов, принимаем

=0,94 

=0,98

=0,96

Отсюда  = = ;

;

;

Выбираем двигатель 4А90L4Y3

;   

Ориентированное передаточное число

;

;

;

;

;

.

3. Угловые скорости и частоты вращения валов.

;

,

 

;

1.4. Крутящие моменты на валах.

;

;

;

;

1.5. Определение мощности на валах  привода

;

;

;

;

.

 

 

2. РАСЧЕТ косозубой  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки

Желая получить сравнительно не большие габариты и  низкую стоимость редуктора выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно не дорогую легированную сталь Ст. 40Х

           Шестерня: закалка ТВЧ

Колесо: улучшение

 

2.2. Пределы  длительной, контактной, изгибной выносливости

1) ;

   ;

 2) ;

    

 

2.3. Допускаемые контактные напряжения

;

1) ;

    

    

;

;

.

2) ;

    

;

2.4. Допускаемые  напряжения при изгибе

;

;

;

1) ;

;

;

;

;

;

2.5. Максимально  допустимые напряжения

1) ;

    ;

2) ;

;

 Определяем  межосевое расстояние  колес.

Определяем  межосевое расстояние

    ;                                   

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния    = 0,4.

Косые зубья  ;

};

U=4.439

;

Число зубьев шестерни

;

Принимаем

 

Перерасчет  ;

 

;

;

Число зубьев шестерни

;

;

Уточняем угол наклона зубьев

 Определяем  коэффициент расчетной нагрузки

Для того, чтобы найти  коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям необходимо определить окружную скорость ведомого вала

.

;

;

;

;

;

;

;

 Напряжение  изгиба

;

 

;

Проверочный расчет

Проверочный расчет кратковременной  перегрузки

2.6. Определяем основные геометрические  размеры  
шестерни и колеса

2.6.1. Определение делительных диаметров

Шестерни:  ;  

Колеса:    ;

2.6.2. Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: ;

Колеса: ;

2.6.3. Определяем диаметры впадин

Шестерня: ;

Колесо: .

Постоянная хорда и высота до постоянной хорды

;

Расчет  сил в зацеплении

3. Расчет  клиноременной передачи

 

3.1. Проектный расчет

 Выбираем  сечение клинового ремня В,  основные параметры которого  14 мм, 17 мм; 11 мм, ; 800...6300 мм; 125 мм.

По стандартному ряду выбираем расчетный диаметр  меньшего (ведущего) шкива так, чтобы

. Принимаем  132 мм.

Расчетный диаметр  большего (ведомого) шкива 

округляем до ближайшего стандартного значения 530 мм.

Фактическое передаточное число клиноременной передачи с учетом упругого скольжения:

,

где 0,01 – коэффициент упругого скольжения для ремня с кордшнуром.

Расчетная длина  ремня

 мм.

округляем до ближайшей  величины в стандартном ряду.

Принимаем 2000 мм.

Уточняем межосевое  расстояние:

;

где

 мм,

мм²,

Угол обхвата  ремнем меньшего шкива

,

следовательно, условие  выполняется.

Угол между  ветвями:

Скорость ремня:

 м/с,

что допускается.

Мощность, передаваемая одним ремнем:

 кВт,

где 2,19 кВт – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем сечения В

0,82 – коэффициент угла обхвата;

0,95 – коэффициент, учитывающий длину ремня,

1,6 – коэффициент динамичности  нагрузки и режима работы

Число ремней в  передаче

,

где – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Т.к. оно только определяется, принимаем соответствующее .

Принимаем 2.

 

3.2. Проверочный  расчет

3.2.1. Силы, действующие в ремнях

Сила предварительного натяжения ремней

 Н.

Окружная сила на шкивах:

 Н.

Сила натяжения, вызванная действием центробежных сил в ремнях на криволинейных  участках:

 Н.

Суммарные силы натяжения в ведущей  и ведомой ветвях ремней:

 Н,

Н.

Сила давления ремней на валы:

Н.

 

3.2.2. Проверка прочности ремней по  максимальным напряжениям

Здесь

– напряжение на прямолинейном участке ведущей  ветви:

 МПа;

– напряжение изгиба:

 МПа;

– напряжение от центробежных сил:

 МПа;

– допускаемое  напряжение в клиновых ремнях.

 МПа.

Тогда

 МПа,

следовательно, условие прочности выполняется.

 

4. Расчет  цепной передачи.

 

4.1. Оптимальное  число зубьев малой звездочки

 ;                           

Число зубьев большой звездочки 

 ;                        

Фактическое передаточное число

;

4.2.Эксплуатационный  коэффициент 

;

где – коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при сплошной нагрузке).

 – коэффициент учитывающий длину цепи для оптимального межосевого расстояния

 – коэффициент, учитывающий  наклон к горизонту привода  .

 – коэффициент, учитывающий  способ регулирования натяжение цепи (при периодическом натяжении).

 – коэффициент, учитывающий  режим смазки (при периодической)

 – коэффициент, учитывающий  режим работы (односменный).

;

;

Выбираем  оптимальное межосевое расстояние

Скорость  цепи

4.3.Проверочный  расчет по износостойкости

4.4.Проверочный  расчет по числу ударов звеньев  цепи 

.

4.5.Проверочный  расчет по коэффициенту запаса  прочности

Этот расчет направлен на предупреждение разрыва  боковых пластин, соединяющих втулки шарниров из-за потери статической  прочности.

;            ;

где   ;                                         

   ;                                         

  ; 

              ;