Расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Расчет редуктора

Гутовский Святослав

1. Исходные данные

ь кинематическая схема привода (рис. 1):

Рис. 1

Механический привод с цилиндрическим 2-х ступенчатым редуктором и клиноременной передачей с параллельными осями валов. Соостный. Прямозубые колеса.

ь мощность на выходном вару привода Р - 6,6 кВт;

ь частота вращения выходного вала привода n - 60 об/мин;

ь передаточное число редуктора up =18-прямозубная;

ь число смен работы-2;

ь рабочих дней в году- 300;

ь 1 смена-8 часов;

ь Режим работы - Т (тяжелый);

ь Срок службы-2 года;

ь Разработать чертеж шкива или звезд - меньш.

Краткие сведения о назначении, устройстве, достоинствах и недостатках редуктора.

Редуктором (цилиндрическим) называют механизм, который преобразует высокую угловую скорость вращения входного вала в низкую на выходном валу. При этом крутящий момент на выходном валу возрастает пропорционально уменьшению скорости вращения. Прямозубые колеса наиболее просты в изготовлении, однако именно они являются наиболее шумными по сравнению с косозубыми и шевронными. Кроме того, из-за постоянных ударов при контакте пар зубьев создается вибрация, являющаяся причиной повышенного износа. В случае если оси входного и выходного вала редуктора совпадают, то такой редуктор называют соостным. Соостный редуктор должен состоять минимум из двух передач, чтобы было возможным размещение входного и выходного вала на одной оси. Они обладают рядом достоинств, обуславливающих столь широкое их применение:

· Высокий КПД

Цилиндрические редукторы позволяют передавать усилие с высокой эффективностью, что обеспечивает их КПД в районе 98-99%. Во многом это обуславливается незначительными силами трения, возникающими в процессе работы. Это преимущество делает цилиндрические редукторы весьма экономичными, что способствовало их широкому распространению.

· Низкое тепловыделение

Высокий КПД приводит к тому, что лишь малая часть передаваемой энергии теряется безвозвратно. Следствием этого является то, что лишь малая часть энергии идет на нагрев деталей передачи, что и обуславливает низкое тепловыделение. Это преимущество позволяет обходиться без установки на редукторы каких-либо дополнительных систем охлаждения, а также увеличивает эксплуатационную надежность редуктора.

· Способность передавать высокие мощности

Из-за особенностей конструкции цилиндрические редуктора не склонны к заеданиям, высокому КПД и незначительному тепловыделению цилиндрические редукторы хорошо подходят для передачи больших мощностей. Если в отдельных случаях потерями можно пренебречь, когда использование другого типа редукторов более выгодно или единственно применимо, то в крупных агрегатах вопрос энергоэффективности выходит на первое место.

· Надежность работы даже в условиях продолжительных период с частыми пусками-остановами

Данное преимущество во многом обусловлено небольшим трением скольжения в цилиндрической передаче, за счет чего обеспечивается малый износ рабочих деталей. В отличие от червячных редукторов цилиндрические также достаточно надежны в условиях режима работы с частыми пусками и остановами или пульсирующей нагрузкой, так как подобный режим не приводит к чрезмерному увеличению скорости износа.

· Малый люфт выходного вала

В сравнении с червячными редукторами цилиндрические обладают значительно меньшим люфтом выходного вала, за счет чего достигается их высокая относительно других типов редукторов кинематическая точность, что позволяет использовать цилиндрические редуктора в системах, предъявляющих повышенные требования к точности, таких как приводы устройств позиционирования.

· Возможность вращения валов в любую сторону

Данную особенность можно отнести как достоинствам, так и к недостаткам в зависимости от условий применения редуктора. Полная обратимость может быть как полезна, когда необходимо проворачивать выходной вал, так и нежелательна, если, к примеру, рассматривать подъемный механизм, в устройстве которого может возникнуть необходимость дополнительно устанавливать тормозной механизм.

Из недостатков цилиндрических редукторов обычно выделяют следующие пункты:

· Ограничение по передаточному числу

Передаточное отношение одной ступени зубчатой цилиндрической передачи не рекомендуется делать больше 6,3. Соответственно, если от редуктора требуется большее передаточное число, то приходится вводить дополнительные ступени. Это влечет за собой непомерное увеличение габаритов цилиндрического редуктора и возрастание его металлоемкости. В большинстве случаев применение громоздких цилиндрических редукторов с большим передаточным числом является нерациональным.

· Повышенная шумность

При работе цилиндрического редуктора линия контакта не постоянна, а возникает вновь при вхождении в контакт очередной пары зубьев. Это приводит к тому, что показатели шумности у цилиндрических редукторов оказываются выше, чем у аналогичных червячных редукторов.

2. Расчет привода

Выбор электродвигателя

Мощность двигателя:

,

где - общий КПД привода;

з=з1 з2 з3 , где з1=0,95 - кпд клиноременной передачи;

з2=0,98 кпд зубчатой передачи с цил. колесами;

з3=0,99 -кпд трехступенчатого привода.

з= 0,95Ч0,98Ч0,99=0,92

P=, рассчитаем частоту двигателя:

Nэ. тр.= nЧU2ЧUp=60Ч42Ч3=2800 мин-1

По таблице выбираем двигатель: Р=7,5 кВт, nдв.=3000 мин-1

Больше всего подходит двигатель: 4А112b2У3.

Отношение максимального вращающего момента к номинальному Tмакс/Т=2.

По таблице определим габариты и присоединительные размеры электродигателя.

Определение мощности на валах привода

цилиндрический редуктор передаточный зубчатый

PI= Pдв. PI=7174 Вт, PII= PIЧз1 , PIII= PIIЧз2, PIII= PIIЧз2, PIV= PIIIЧз3

PI= Pдв.

PI=7174 Вт,

PII= 7174Ч0,95 =6815,3 Вт ,

PIII= 6815,3Ч0,98= 6678,9 Вт,

PIV= 6678,9Ч0,99=6612,2 Вт.

Кинематический расчет привода

Общее передаточное число:

U=, ;

Произведем разбивку передаточного числа по ступеням согласно рекомендациям таблицы. Так как редуктор является соосным, принимаем U1=U2=4. Тогда передаточное число редуктора 16, а передаточное число клиноременной передачи:

U=

Определение частоты валов привода

n1=nдв.= 3000 об/мин,

n2=

Частота вращения промежуточного вала:

n3=

Частота вращения ведомого вала редуктора:

n4=

Определение крутящих моментов на валах:

T1=9550 =22837

T2=9550 =67258,4

T3=9550 = 263642

T4=9550 =1043

Определяем ориентировочно диаметры всех валов привода:

где - допускаемое напряжение кручения.

Обычно принимаем - для редукторных и других аналогичных валов.

d1=, d2=,

d3=, d4=

3. Расчет ременной передачи

Определение основных размеров ремня

1. Определим расчетный передаточный момент

где Ср - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (табл.4);

T1p=T1ЧCp=2,4Ч1,4=3,3 НЧм

2. Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива.

d1min=12 мм

тогда d1=32 мм

Расчетный диаметр ведомого шкива

d2= d1Чu =12 мм

Действительное передаточное число проектируемой передачи:

где - коэффициент упругого скольжения.

Минимальное межосевое расстояние



Расчетная длина ремня.

Межосевое расстояние:

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Скорость ремня

Определение число ремней в передачи.

где Р1=2,15 кВт - передаваемая мощность;

Р0=3,83 - мощность, передаваемая одним ремнем (таблица 4);

Ск - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предварительно принимается равным 1.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий длину ремня.

- коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы.

Расчет силы нагружающей вал.

где - предварительное натяжение ремня;

- окружное усилие;

- коэффициент тяги.

Для передач с периодическим контролем натяжения ремня

Ремень нормального сечения В(Б) расчетной длиной , IV класса:

Ремень В(Б)-2000 IV ГОСТ 1284.1-89

4. Расчет редуктора

Выбор материалов для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую сталь 45, а для шестерен легированную сталь 40Х. По таблице А.3[2] назначаем для колес термообработку: улучшение 192…240 НВ, , , для шестерни второй ступени - улучшение 260…280НВ, , ; зубьям шестерни первой ступени - азотирование поверхности 50…59 HRC, при твердости сердцевины 26…30 HRC, , .

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому по формуле

где - предел контактной выносливости, определяется по таблице А.4[2].

; для шестерни первой ступени (азотирование).

- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают .

Определяем рабочее число циклов напряжений по формуле

где t - суммарный срок службы, ч, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы;

n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения;

c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для шестерни второй ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса первой ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для шестерни первой ступени

Базовое число циклов определяем по рисунку 3 [2] в зависимости от твердости зубьев колеса. При твердости зубьев колеса 200НВ, . Так как расчетное число циклов больше базового, то коэффициент долговечности принимаем .

Коэффициент безопасности для первой ступени , для второй ступени .

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому .

Для колеса первой ступени также , а для шестерни .

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени определяем по формуле



Так как , поэтому принимаем .

Определение допускаемых напряжений изгиба. Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице А.4 [2]:

для колес обеих ступеней

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

по таблице А.4 [2] выбираем коэффициент безопасности

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае , т.к. действует односторонняя нагрузка.

Коэффициент долговечности принимаем .

Тогда допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих ступеней ;

для шестерни второй ступени ;

для шестерни первой ступени .

Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке. Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

.

Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

Расчет второй тихоходной ступени

Расчет начинается со второй тихоходной косозубой пары как более нагруженной и, в основном, определяющей габариты редуктора.

Определение межосевого расстояния и других параметров:

где - приведенный модуль упругости, ;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимаем по рекомендациям таблицы справочных таблиц, ;

- коэффициент концентрации нагрузки, определяется по графику в зависимости от - коэффициента ширины шестерни

;

для симметричного расположения колес относительно диаметра.

;

Округляем расчетное значение а2 для нестандартных редукторов по ряду:

Тогда принимаем .

Принимаем ширину колеса

.

Выбираем

Тогда

Назначаем модуль

Определяем угол наклона зубьев



где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуют принимать . Принимаем

Определяем :

Тогда .

Определяем суммарное число зубьев:

Далее, число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточняем значение по межосевому расстоянию



Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле:

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

где - коэффициент торцового перекрытия; определяется по формуле:

.

;

- коэффициент расчетной нагрузки

;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 3.

В зависимости от окружной скорости колеса

назначаем 9-ю степень точности. в зависимости от степени точности. Тогда

.

Расхождение между значениями и не превышает 4%.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

где - коэффициент формы зуба, для шестерни , для колеса ;

- коэффициент расчетной нагрузки;

По графику (рисунок 5,6 [2])

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Расчет быстроходной косозубой ступени соосного редуктора (u=4)

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояния для двух ступеней будут одинаковы, таким образом, принимаем .

Определяем параметры шестерни и колеса.

Для определения ширины колеса используем формулу

Принимаем , получим .

Ширину колеса принимаем .

Определяем модуль по формуле

Определяем угол наклона зубьев

;

где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуют принимать . Принимаем

Определяем :

Тогда .

Определяем суммарное число зубьев:

Далее, число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточняем значение по межосевому расстоянию

Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

где - коэффициент торцового перекрытия; определяется по формуле

,

;

- коэффициент расчетной нагрузки ;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 3.

В зависимости от окружной скорости колеса

Назначаем 9-ю степень точности. в зависимости от степени точности. Тогда

.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

где - коэффициент формы зуба. находим: для шестерни , для колеса ; - коэффициент расчетной нагрузки;



Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Список литературы

1. Битюцкий Ю.И. и др. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса специальностей Т, В, СМ. Ч. 2-7. - М.: ВЗИИТ, 1985.

2. Дианов Х.А. и др. Требования ЕСКА к текстовым документам, схемам четрежей. - М.: ВЗИИТ, 1993.

Размещено на Allbest.ru

...