Строение и назначение редуктора

Оглавление

редуктор вал косозубный цилиндрический

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет ременной передачи

3. Расчет косозубой цилиндрической передачи

3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения

3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб

4. Эскизная компоновка редуктора

4.1 Определение диаметров участков вала

4.2 Расстояние между деталями передач

4.3 Длины участков валов

5. Расчет валов редуктора

5.1 Определение реакций в опорах валов

5.2 Проверочный расчет вала

6. Подбор и расчет подшипников

6.1 Выбор подшипника для тихоходного вала

6.2 Выбор подшипника для быстроходного вала

7. Расчет соединений

7.1 Расчет шпоночных соединений

7.2 Выбор муфты

8. Расчет элементов корпуса

8.1 Смазка редуктора

9. Сборка узла ведомого вала

Библиография

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой косозубой цилиндрической и цепной передач.

1. Выбор электродвигателя и кинематический

1.1 Потребляемая мощность электродвигателя

где

- КПД ременная передача;

- КПД косозубая цилиндрическая;

-КПД подшипника качения;

- КПД муфты.

По таблице 1.1/1/

=0,95 =0,97 =0,99 =0,98

Частота вращения электродвигателя:

где - передаточное число ременной передачи;.

- передаточное число косозубой цилиндрической передачи;

По таблице 1.2/1/

=3,5

=4

Выбираем электродвигатель:

серия 132М8/750

асинхронная частота вращения об/мин.

мощность кВт

1.2 Определяем общее передаточное отношения привода

Разбиваем передаточное число привода по ступеням:

Принимаем

1.3 Угловые скорости и частоты вращения валов

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

1.4 Определяем мощности на валах

 кВт,

 кВт,

 кВт,

1.5 Крутящие моменты на валах

 Н/м,

 Н/м,

 Н/м,

Номер вала	рад/с	об/мин	КПД	Н/м
1	78,5	750		55,244
2	22,428	314,285	0,95	181,87
3	4,035	38,21	0,97	970,755

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет валов. Определим диаметры валов из условия прочности на кручение

-допустимое касательное напряжение(12…15 МПа)

принимаем

Полученный результаты будут использованы при разработке конструкции валов

2.2 Выбираем сечение ремня

В зависимости от частоты вращения и передаваемой мощности рис.12.23 стр.289 (1)

h=11 мм; во=17мм; вр=14мм; dрmin=125мм;

2.3 Вычисляем диаметр ведомого шкива

 

По стандартному ряду принимаем

2.4 Уточняем передаточное число

2.5 Назначаем межосевое расстояние стр.289(1)

2.6 Определяем длину ремня

Из стандартного ряда выбираем стр.288 (1)

Принимаем стандартную длину 2500 мм

2.7 Уточняем межосевое расстояние

2.8 Угол обхвата ремнем малого шкива определяем по формуле 12.5/2/

Определяем мощность передаваемую одним ремнем по формуле 12.28/2/

где (по графику 12.26/2/)

   

Число ремней находим по формуле 12.30/2/

Принимаем z=3.

Условие 12.31/2/ выполняется: .

Находим предварительное натяжение одного ремня по формуле 12.32/2/ по формуле 12.30/2/

где - натяжение за счет центробежных сил.

кг/м³ - плотность ремня;

A=138 10^-6 м³ - площадь ремня.

 Н

Н

Равнодействующая нагрузка:

3. Расчет косозубой цилиндрической передачи 3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40ХН2МА. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной. Для шестерни НВ=302 (термообработка, азотирование). ; ; ; ; ; ; Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение). ; ; ; ; ; ; ; ; ; Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:  МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

б_F0 – предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC=1;

K_FL –коэффициент долговечности K_FC=1.

SF=1,75 коэффициент безопасности (таблица 8.9)

  3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/ где Е_пр приведенный модуль упругости; Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂=970,755 Нм u=5 передаточное число Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]);  = 0,4  - коэффициент ширины к диаметру =1,06- коэффициент концентрации нагрузки; По рисунку 8.15 /2/ находим: =1,06 мм Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=250мм. Ширина:

Модуль передачи:

Принимаем m=3,5. Определим делительный диаметр: мм Число зубьев шестерни: Число зубьев колеса: Принимаем z₁=22, z₂=121 Уточняем . Уточняемпо межосевому расстоянию

коэффициент осевого перекрытия

Делительные диаметры. Шестерни: Колеса: Проверка межосевого расстояния   3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям По формуле 8.29/2/ Нмм.
Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)  по таблице 8,7   3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб s_F =  £ [s_F], где Z_Fb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба. Z_Fb = K_Fa Y_b /140 , где K_Fa = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
Y_b = 1 - b^о/140= 1 – 17,9^◦/140 = 0,872.  - окружное усилие Приведенное число зубьев Z_v1 = Z₁/ cos² b = 22/cos² 17,9^◦ = 24 Z_v2 = Z₂/ cos² b = 121/cos² 17,9^◦ = 134 Y_F1=3,9; Y_F2=3,75; (Рисунок 8.20, /1/.) Вычисляем отношения : .

Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.