Редуктор двухступенчатый соосный

Исходные данные для проектирования

Выходная мощность Р_вых = 1,1 кВт; число оборотов выходного вала n_вых = 35; режим работы – тяжелый; срок службы привода – 3 года (рабочих дней – 300, одна смена длится 8 часов, число смен работы – 3); передаточное число редуктора U_р = 14; первая ступень редуктора – прямозубая; разработать рабочий чертеж большего шкива клиноременной передачи.

1. Выбор электродвигателя (ЭД) и расчет основных параметров для всех ступеней передачи

1) Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной передачи и редуктора. Ее значение определяем по потребной мощности:

где Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р_вых – требуемая мощность на выходном валу привода, кВт

h_общ – общий КПД привода,

где h₁₂, h₃₄, h₅₆ – КПД первой, второй и третьей ступени привода соответственно.

В соответствии с рекомендациями с. 3 [1] принимаем:

h₁₂ = 0,96

h₃₄ = h₅₆ = 0,98

Тогда:

 кВт

По табл. 1.1 (с. 4, [1]) принимаем асинхронный короткозамкнутый обдуваемый двигатель 4А80В4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, мощностью Р_дв = 1,5 кВт и асинхронной частотой 1415 об/мин.

2) Передаточное число привода определяется из выражения:

где n_дв – асинхронная частота вращения вала ЭД, об/мин

n_вых – заданная частота вращения выходного вала привода, об/мин.

Тогда:

Передаточное число клиноременной передачи:

3) Общее передаточное число редуктора определяется из выражения:

где U_Б – передаточное число первой (быстроходной) ступени редуктора,

U_Т – передаточное число второй (тихоходной) ступени редуктора.

По рекомендациям табл. 1.4 (с. 8, [1]) принимаем:

Принимаем U_Т = 3,5.

Тогда:

Тогда:

 – разбивка произведена точно.

4) Определяем расчетные параметры для ступеней привода.

Расчетная мощность на валах привода определяется по формулам:

Р_I = Р_дв; Р_II = Р_I×h₁₂; Р_III = Р_II×h₃₄; Р_IV = Р_III×h₅₆

где Р_дв – мощность на валу электродвигателя, кВт;

h₁₂, h₃₄, h₅₆, – КПД соответствующих ступеней привода.

Частота вращения валов привода определяется из соотношений:

n_I = n_дв; ; ;

где n_дв – асинхронная частота вращения вала привода, об/мин;

n _{I – IV} – частоты вращения соответствующих валов привода, об/мин.

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

, Н×м,

где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;

n – частота вращения вала, об/мин.

Все расчеты по вышеприведенным формулам сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

Номер вала	КПД ступени привода		Мощность на валу Р, кВт	Передаточное число U		Частота вращения вала, об/мин	Крутящий момент на валу, Н×м
I	0,96	-	1,5	2,89	-	1415	10,1
II		0,98	1,44		4	490	28,1
III	0,98		1,41	3,5		122,5	110
IV		-	1,38		-	35	376,5

2. Расчет зубчатых передач редукторов

 

2.1 Расчет тихоходной ступени редуктора

Расчет зубчатых передач нашего редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень.

Суммарное время работы привода в часах определяется по формуле:

где L_год – срок службы привода, лет;

С – число смен работы привода;

300 – количество рабочих дней в году;

8 – число рабочих часов за одну смену.

Тогда:

 ч.

Выбор термической обработки заготовок

По табл. 2.2 (с. 10, [1]) выбираем материал для изготовления зубчатых колес – сталь 12ХН3А. Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев > НВ 350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Выбираем термообработку – улучшение + цементация + закалка. Твердость поверхности HRC 56…63, сердцевины НВ 300…400.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1)  Средние значения твердостей зубьев:

2)  Предельные характеристики материалов:

s_В = 1000 МПа, s_Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

3)  Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОН – длительный предел контактной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 200×10⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N_S – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N_S1 = 60×21600×122,5 = 158,8×10⁶ циклов

Для колеса: N_S2 = 60×21600×35 = 45,4×10⁶ циклов

Таким образом,

 циклов

 циклов

Так как N_НЕ1 < N_НО и N_НЕ2 < N_НО, то:

 МПа

 МПа

В качестве  принимаем меньшее из  и , т.е.  = 1330 МПа.

Предельное допускаемое напряжение определим по формуле:

 МПа

Условие < выполняется.

4)  Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОF – длительный предел изгибной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни:  циклов

Для колеса:  циклов

Так как N_FЕ1 > 4×10⁶ циклов и N_FЕ2 > 4×10⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 4×10⁶ циклов.

Тогда:

 МПа

Так как  МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:

–  коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость  = 1,75;

–  коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость  = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1)  Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:

, мм

Здесь: Т₂ – номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м;

U – передаточное число;

К_Н – коэффициент расчета на контактную выносливость;

y_ba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, y_ba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);

 – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.

Тогда:

 мм

По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем а_w = 100 мм.

2)  Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса:  мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₁ = 45 мм.

3)  Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)×а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

4)  Суммарное число зубьев:

5)  Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 22

колеса  = 100 – 22 = 78

6)  Определяем фактическое значение передаточного числа:

Ошибка: % = 1,4% < 4%, что допустимо.

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1)  Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

 МПа <  МПа

2)  Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

 МПа <  МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1)  Диаметры делительных окружностей:

 мм

 мм

Проверка:  мм – равенство выполняется.

2)  Диаметры окружностей вершин:

 мм

 мм

3)  Диаметры окружностей впадин:

 мм

 мм

Силы, действующие в зацеплении

1)  Окружная сила:

 Н

2)  Радиальная сила:

 Н