Проектирование механизмов редуктора

Содержание

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет редуктора

3. Эскизное проектирование

4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения

5. Проверочный расчёт валов на прочность

6. Проверка прочности шпоночного соединения

7. Посадки зубчатых колёс и подшипников

8. Выбор смазки редуктора

9. Конструирование корпусных деталей

10. Расчет муфты

Список используемой литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.Нахождение момента на тихоходной ступени:

Р_ВЫХ = F_t*V;где

Р_вых - мощность на выходном валу,

F_t - окружная сила,

V – cкорость ленты,

Р_ВЫХ = 5300_*0.8=4020Вт;

n_вых=60_*V/p_*D_б;где

D_б – диаметр барабана

n_вых=60_*0.8/3.14_*0.4=38мин^-1;

Т₃=Т_вых=F_t*D/2;где Т₃ –крутящий момент на тихоходном валу;

Т₃= 5300_*0.4/2=1060Н_*м;

Определение общий КПД привода:

 

h_{привода} = h_рем× h²_зуб × h²_подш × h²_муфты,

где: h_рем – КПД ременной передачи;h_зуб – КПД зубчатой передачи; h_подш – КПД подшипников; h_муфты – КПД муфты.

h_муфты = 0,98; h_зуб = 0,96; h_подш = 0,99; h_рем=0.95

h_{привода} = 0.95× 0,96² × 0,99² × 0,98² = 0,82.

Определение мощность двигателя:

Р_эд= Р_ВЫХ/h_{привода}

Р_эд=4020/0.82=4460Вт

Выбор электродвигателя:

Из найденной необходимой мощности выбирают электродвигатель.

Принимаем электродвигатель АИРC100L4

Мощность Р=4,5кВт; n=1430мин^-1

Определение крутящего момента быстроходного вала:

Т₁=Т_эд= Т₃/n

Т₁=9550×6.3/1430=38Н×м

Определение общего передаточного числа привода и разбиение его между ступенями:

U_общ= n/ n_вых;

U_общ=1430/38=38

Передаточное отношение редуктора: U_ред= U_общ

U_ред=38

Передаточное отношение тихоходной ступени: U_Т=0,63× ³√ U_ред

U_Т=0,63 ³√ 38 =7,1

Передаточное отношение быстроходной ступени: U_б= U_ред/ U_Т

U_б=38/7,1=5,3

Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

I вал

частота вращения: n₁= n_дв = 1430 об/мин;

мощность: Р₁ = Р_дв = 4,5 кВт;

вращающий момент: Т₁ = Т_дв = 38 Н_*м

II вал

частота вращения: n₂= n₁× U_б =1430/×5,3= 270 об/мин;
вращающий момент: Т₂=Т₃ × h_зуб × U_б = 38 × 0,95 × 5,3= 192 Н×м;

III вал

частота вращения: n₃= n₂/ U_T= 270/7,1=38.6 об/мин;

вращающий момент: Т₃=1060Нм

Приводной вал:

Частота вращения: n= n₃ =38.6 об/мин

Вращающий момент: T= Т₃ × h_м =1060 x 0.98 = 1038 об/мин

Все полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 1

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Момент, Н×м
I	1430	38
II	270	192
III	38,6	1060
Приводной вал	38,6	1038

  2. Расчёт редуктора   Выбираем материал зубчатых колёс и шестерён

Быстроходная ступень:

Шестерня: Сталь 45 – D = 80 мм, S = 50 мм, HBсердц. =269…302,

Колесо: Сталь 45 – D = 125 мм, S = 80 мм, НВсердц. = 232…262,

Тихоходная ступень:

Шестерня: Сталь 40Х –  

Колесо: Сталь 40Х –  

Расчёт быстроходной ступени

 

Шестерня	Колесо
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:
Суммарные числа циклов перемены напряжений:
Эквивалентные числа циклов:
Расчетные допускаемые напряжения:

 

Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:

Коэффициент  выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .

Коэффициент динамической нагрузки  выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

Окружная скорость:

По окружной скорости и 8 степени точности определяем:

Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:

Определяем предварительное значение диаметра делительной окружности колеса:

Коэффициенты  принимают для конических колёс с круговыми зубьями:

Полученное значение  округляем до  

Предварительное значение диаметра делительной окружности шестерни как

Число зубьев шестерни в зависимости от диаметра шестерни принимаем

Значения округлены до целых чисел.

Угол делительных конусов:

Для зубчатых колёс с круговыми зубьями внешний окружной модуль определяется по формуле:

Внешнее конусное расстояние определяем как

Ширина зубчатых венцов колёс

Коэффициенты смещения инструмента :

Коэффициенты  выбираем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев с учётом коэффициента смещения инструмента.

Биэквивалентное число зубьев:

 

Проверка зубьев конических колёс на изгибную выносливость.

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни и колеса:

Внешние диаметры вершин зубьев:

Средний нормальный модуль:

 но при силовых передачах модуль меньше 1,5 принимать не рекомендуется, поэтом принимаем

Силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружная сила:

Радиальная и осевая силы:

Расчёт тихоходной ступени

 

Шестерня	Колесо
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:
Суммарные числа циклов перемены напряжений:
Эквивалентные числа циклов:
Расчетные допускаемые напряжения:

Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:

Коэффициент  выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .

Коэффициент динамической нагрузки  выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

Окружная скорость:

По окружной скорости и 8 степени точности определяем:

Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:

Определяем межосевое расстояние:

Модуль передачи:

Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зуба:

Число зубьев шестерни и колеса:

Фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

Колесо:

Шестерня:

Диаметры делительных окружностей :

Диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев .

Шестерня:

Колесо:

Силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила: