Назначение редуктора

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются 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.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые  горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

 

 

 

 

 

 

                            1 ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

На  рис. 1.1 изображен компоновочный  вариант 
кинематической схемы приводной станции:

 

 

               

 

 

Рис.1.1Кинематическая схема станции

 1 - электродвигатель;

2. – цепная передача;

3- редуктор ;

4- муфта соединительная.

 

Определяем потребную мощность и диапазон частоты вращения электродвигателя :

, (1.1)

 

Принимаем = 0,97, =0,97, =0,99, =0,98 табл. 6.3. [1]

Определим общее передаточное число  редуктора:

,  (1.2)

Выбираем  из каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель М132S4У3, Р_э =7,5 кВт, n_эд =1455 мин^-1, d_в=32 мм.

Определяем  действительное общее передаточное число привода и производим его  разбивку по передачам, руководствуясь тем, что:

Определяем  мощность, передаваемая валами привода:

 (1.3)

Определяем  частоту вращения валов привода:

      (1.4)

 

           Проверка:   (165.7-165)*100/165 =0.5%                                                                                                                                                  

Определяем  угловую скорость валов:

                                                       (1.5)

 

Определяем  крутящие моменты на валах:

                                     (1.5)

Проведем  предварительный расчет валов. Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях:

                                                                            (1.6)                     

где - допускаемое условное напряжение при кручении, МПа. Которое ориентировочно принимается =15-25 МПа.

 

.

 

2. РАСЧЁТ  ЦЕПНОЙ  ПЕРЕДАЧИ

 

1.Число зубьев малой  звездочки

                                                                     (2.1)

2.Находим ориентировачное значение  шага цепи

                                                  (2.2)

Коэффициент эксплуатации

    Принимаем по  табл. 6.18 цепь t = 115.875 и выбираем роликовую цепь ПР-15,875-22,7 с разрушающей нагрузкой , массой 1м цепи 1,0 кг, площадью проекции опорной поверхности шарнира

1.Проверяем цепь подвум  показателям

а) по частоте вращения –  по табл.6.21 допуск для цепи с шагом 15.875 мм частота вращения  . Условие выполняется

б) по давлению в шарнирах – по табл.6.19 значение

Расчетное давление                                                 (2.3)

Скорость цепи                                                (2.4)

Условие - условие выполняется

2.Определяем предварительно  межосевое расстояние

Принимаем а=600мм

Определяем число звеньев  цепи

                          (2.5)

Принимаем четное число звеньев  ,тогда межосевое расстояние

                              (2.6)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого растояния на 0,4%.

Назначаем а=594мм

3.Определяем нагрузку  на валы

4.Вычисляем коэффициент  запаса прочности цепи

                                                                (2.7)

По табл.6.20 следовательно .Условие выполнено.

5.Определяем диаметры  делительных окружностей звездочек

                                                                                       (2.8)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

 

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:

 

=464

       =165

- передаточное число передачи;

час - срок службы передачи;

материал  колеса и шестерни сталь 40Х, термическая  обработка улучшение 260…280НВ по табл. 8.8/1/;

Определяем   допускаемые контактные напряжения :

,                                                                                         (3.1)

Предел  контактной выносливости при базовом  числе циклов для выбранного материала (см. табл. 8.9/1/):

                                                                   (3.2)

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

; при этом ,                 (3.3)

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [S_H ]=1,1

Допускаемое  контактное напряжения для шестерни и колеса обеих ступеней:

                                                           (3.4)

т. к. цилиндрическая прямозубая передача, то =536 МПа

Определяем   допускаемые напряжения изгиба :

,                                                                                          (3.5)

=1,8HB                                                                                      

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

;

 при этом ,               

Коэффициент безопасности  по табл. 8.9/1/ [S_F ]=1,75

                                                         (3.6)

т. к. цилиндрическая прямозубая передача, то =267 МПа

 

По рекомендации табл. 8.4/1/ принимаем коэффициент ширины венца   .

 При  этом имеем

    табл. 3.1/2/

 Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев:                                                           

                                             (3.7)

Нормальный  модуль  зацепления:

,                                          

Принимаем

Определяем  ширину венца

                                                            (3.8)                  

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,                                                                        (3.9)                                                                                                      

Определяем  число зубьев шестерни и колеса:                                           

                                                       (3.10)

Проверяем значение межосевого расстояния

                                                                (3.11)

Фактическое передаточное число:

                                                                                   (3.12)

Основные  размеры шестерни и колеса:

диаметры  делительные:

,                                                                                                      

,                                                (3.13)

проверка: .

Диаметры  вершин зубьев:

,                                                                                            (3.14)  

,

диаметры  впадин:

,                                                                                          (3.15)

Окружная  скорость колеса тихоходной ступени:

,                                                       (3.16)

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности ( по табл. 4.6/4/).

Определяем  силы действующие в зацеплении

- окружная  сила                           (3.17)

- радиальная  сила                             (3.18)

Определяем  коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

,                                                                                   (3.19)

По табл.3.7/2/ находим ,

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (по табл. 3.7/2/ ).

Таким образом,      

Проверяем контактное напряжение по формуле( 8.10/1/):                 

   (3.20)

Перегрузка  Условие выполнено.

Проверка  зубьев  на  выносливость по напряжениям  изгиба :

,                                                                        (3.21)

Коэффициент нагрузки: ,                                                   

По табл. 3.7/2/ . По табл. 3.8/2/ . Итак .

По графику  стр.42/2/ находим Y_F1 =3,66 и Y_F2 =3,6.

Допускаемое  напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

,                                                                                                 (3.22)     

 

Коэффициент запаса прочности [s_F]=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

 для шестерни  и колдеса:                                  (3.23)

Для шестерни  отношение:  ;

для  колеса: .

                                                                                   (3.24)

        стр.47/2/

 

,                                     

Условия прочности выполняются.

 

 

 

                            4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КОСОЗУБОЙ  ПЕРЕДАЧИ:

 

=464

- передаточное число передачи;

час - срок службы передачи;

материал  колеса и шестерни сталь 40Х, термическая  обработка улучшение 260…280НВ по табл. 8.8/1/;

Определяем   допускаемые контактные напряжения :

,                                                                                          (4.1)