Подбор и расчет редуктора

Содержание

Введение

1. Расчёт срока службы привода

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатой передачи

5. Расчёт нагрузок валов редуктора

6. Проектный расчёт валов

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Проверочный расчет тихоходного вала

9 Конструирование зубчатого колеса

10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок

Литература

Введение

В производственных машинах необходим большой вращающий момент при угловой скорости, меньшей, чем у двигателя. Для передачи движения от двигателя к производственной машине и изменения при этом угловой скорости и вращающего момента служат различные передаточные механизмы. Зубчатый, или червячный, передаточный механизм, предназначенный для уменьшения угловых скоростей и представляющий систему зубчатых колес в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли и одновременно являющемся масляной ванной для механизма, называется редуктором. Размещение опор валов редуктора в одном общем жестком корпусе обеспечивает постоянство относительного расположения осей валов, а это позволяет применять широкие колеса с малым модулем. Применение малых модулей, в свою очередь, приводит к увеличению точности и уменьшению уровня шума при работе передачи, к снижению стоимости ее изготовления. Обильное смазывание способствует малому износу и повышает КПД редукторной передачи. Наличие корпуса обеспечивает безопасность работы редукторов. Этими достоинствами редукторов объясняется вытеснение ими открытых передач.

По виду звеньев передачи редукторы делятся на цилиндрические (оси ведущего и ведомого валов параллельны), конические (оси валов пересекаются), червячные (оси валов перекрещиваются в пространстве). Встречаются и комбинированные редукторы, представляющие сочетания зубчатых (цилиндрических и конических ) и червячных передач.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно применяют при передаточном числе U<7. Одноступенчатый редуктор наиболее прост и надежен в работе. Применяется для мощностей до 40000кВт.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяются при передаточном числах U<40. Первая (быстроходная) ступень редуктора во многих случаях имеет косозубые колеса: тихоходная ступень может быть выполнена с прямозубыми колесами. Не менее часто применяются редукторы, у которых обе ступени имеют колеса одинакового вида (прямозубые, косозубые и шевронные).

Трехступенчатый цилиндрический редуктор обеспечивает передаточное число U<150 и выше. Достоинство данной схемы - симметричное расположение зубчатых колес всех ступеней.

Коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор применяют при пересекающихся осях ведущего и ведомого валов. Передаточное число такого редуктора обычно не выше 25.

При необходимости получения различных угловых скоростей выходного вала в корпусе редуктора размещают несколько пар зубчатых колес с различными передаточными числами и специальный механизм переключения, который может включать по мере надобности ту или иную пару зубчатых колес. Такие передаточные механизмы называют коробками передач.

1. Расчёт срока службы привода

1.1 Принимаем в соответствии с заданием: работу привода в 2 смены, нагрузку малоизменяющуюся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов

1.2 Определяем ресурс работы привода:

L_h = 365*L_r* t_c*L_c = 365*5*8*2 = 29200(чac)

где:

L_r - срок службы привода, лет

t_c - продолжительность смены, час

L_c – число смен

1.3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда L_nбудет представлять собой следующую формулу :

L_n = 0,85 *L_h = 0,85*29200= 24820(чac)

1.4 Составляем табличный ответ решения:

Lr,лет	tc,мчас	Lc	Ln, Час	Характер нагрузки	Режим работы
5	8	2	24820	Малоизме-няющаяся	Реверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины

P_рм = F*V = 1,2*0,8 = 0,96(кВт)

где

F - значение тяговой силы, кH

V - линейная скорость тяговой цепи, м/сек

2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

h = h_зп*h_оп*h_м*h_пс*h²_пк= 0,965*0,965**0,98*0,985*0,992²=0,885

где

h_зп - КПД редуктора, принимаем 0,965

h_оп - КПД открытой передачи, принимаем 0,965

h_м - КПД муфты, принимаем 0,98

h_пк - КПД подшипников качения, принимаем 0,992

h_пс - КПД подшипников скольжения, принимаем 0,985

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя:

P_ном = P_рм / h = 0,96 / 0,885 = 1,09(кВт)

где:

Р_рм - мощность рабочей машины, Квт

h - общий КПД

Принимаем двигатель серии 4АМ80B6УЗ с номинальной мощностью Рном = 1,1 (кВт), и частотой вращения при номинальном режиме n_ном = 920 (об/мин).

2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n_рм = 60*1000*V = 60*1000*1,7 = 76,4(об/мин)

р*Д 3,14*200

где

Д- диаметр барабана,мм

V- скорость тягового органа,м/сек.

2.1.5 Определяем передаточное отношение привода для принятого типа двигателя при заданной мощности :

U_ном = n_ном / n_рм = 920/ 76,4 = 12, 04(об/мин)

где

n_ном - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

n_рм - частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин.

2.1.6 Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по СТ СЭВ 221-75 равным : U_зп = 5,0

2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:

U_оп = U_ном / U_зп = 12,04 / 5,0 = 2,41

2.2 Определение силовых и кинематических параметров привода

2.2.1 Определяем мощность валов привода

а) Вал двигателя:

P_дв = P_ном =1,1(кВт)

б) Быстроходный вал:

P₁ = P_дв*h_м*h_пк = 1,1*0,98*0,992= 1,07(кВт)

где

h_оп - КПД открытой передачи

h_м - КПД муфты

в) Тихоходный вал:

Р₂ = Р₁*h_зп*h_пк = 1,1*0,965*0,992 = 1,02(кВт)

где

h_зп - КПД редуктора

h_пк - КПД подшипников качения

г) Вал рабочей машины:

Р_рм = Р₂*h_оп*h_пс = 1,1*0,965*0,985 = 0,97(кВт)

где

h_оп - КПД открытой передачи

h_пс - КПД подшипников скольжения