Материал: Расчет и сборка редуктора

Расчет и сборка редуктора

Введение

Развитие машиностроения характеризуется широким внедрением гибких автоматических производств, позволяющих оперативно перестраиваться на выпуск новой продукции и дающих наибольший экономический эффект; повсеместным внедрением автоматических линий, систем автоматического управления и проектирования, промышленных роботов, роторных и роторно-конвейерных комплексов, машин и оборудования со встроенными средствами микропроцессорной техники, а также многооперационных станков с ЧПУ. Созданием новых машин и оборудования необходимо осуществлять только на основе унифицированных блочно-модульных и базовых конструкций (например, унифицированный станочный модульный блок - станок с ЧПУ в сочетании с промышленным роботом и автоматическим транспортным накопительным устройством с обязательным наличием микропроцессора).

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой дипломного проектирования.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим механизмом для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т. д.).

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

.1 Определяем общий КПД привода [3] стр. 39

h = h з.п ×hп3×hц.п×hм× = 0,98 × 0,98 × 0,93 × 0,993= 0,866 (1)

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс hз.п = 0,98

КПД пары подшипников качения hп = 0,99

КПД открытой цепной передачи hц.п = 0,93

КПД муфты (потери в муфте) hм = 0,98

.2 Определяем мощность на валу барабана

 кВт,     (2)

где кН - сила натяжения ленты;

м/с - скорость ленты;

.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя

кВт; [1] стр. 3 (3)

.4 Определяем частоту вращения вала барабана.

мин-1, (4)

где м - диаметр барабана;

3.5 Определяем предварительное значение передаточных чисел

(1) таблица 2,3 стр. 43, приняв предварительное стандартное значение

Uз. п. =5,0; Uц. п=3,8;

общ= Uз. п* Uц. п=5,0*3,8=19.

1.6 Определяем частоту вращения вала двигателя

nдв = nб* U общ=27,284*19=708,396 мин-1

.7 По полученным значения выбираем электродвигатель

Выбираем по полученным данным Ртр двигателя и nдв - двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный, серии 4А общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый: 4АМ100Ь8У3, для которого Рном=1,5 кВт, nдв=700 мин-1, с учетом потери на силы скольжения. ([1]таблица К9, стр. 384).

1.8 Уточняем общее передаточное число привода

. (5)

.9 Производим разбивку, для чего принимаем стандартное значение передаточного числа для зубчатой передачи [3], 43

;

; (6)

1.10 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и привода барабана. (по[3] табл. 2.4)

Вал двигателя:

  (7)

Ведущий вал редуктора:

с-1

Ведомый вал редуктора:

 (8)

1.11 Выполняем силовой расчет привода.

Вал двигателя

 (10)

 (11)

Ведущий вал редуктора

 (12)

 (13)

Ведомый вал редуктора

 (14)

 (15)

Ведущий вал барабана

 (16)

Таблица 1.

Кинематические и силовые характеристики валов.

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материала

Так как передаётся небольшой крутящий момент, для шестерни и колеса принимаем материал [3], табл. 9.2, 170:

Сталь 35 с термообработкой - нормализация. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твёрдости как наиболее вероятное. Принимаем твёрдость: шестерни - 171 НВ, предел текучести 270 и для колеса - 192 НВ, предел текучести 270. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей [3], 166-167;

.2 Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле

 (18)

Для шестерни: ; (19)

Для колеса: .

; §9.11 [3]

; §9.11 [3]

[σH1]=(412/1,1)1=374,5 Н/мм2 - для шестерни.

[σH2]=(454/1,1)1=412,7 Н/мм2 - для колеса.

Среднее допускаемое контактное напряжение:

[σH]=0,45([σH1]+ [σH2])=0,45(374,5+412,7)=354 Н/мм2 (20)

При этом условие

соблюдается [3], § 9.11.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба [3], табл. 9.3 (189), § 9.11:

 (21)

; ;  - по таблице (9.3) [3]

σFО1=1,8*171=307,8 Н/мм2 - для шестерни;

σFО2=1,8*192=345,6 Н/мм2 - для колеса.

Для шестерни -

Для колеса -

Для обеспечения прочности на изгиб для расчётов принимаем

меньшее значение: [σF]= 175,8 Н/мм2

.4 Расчётные коэффициенты [3], § 9.12 (191-192):

Принимаем , как для симметрично расположенных колёс, и коэффициент ,0.

.5 Межосевое расстояние передачи [3], 171

По стандарту принимаем . (22)

2.6 Ширина зубчатого венца [3], табл. 1.1 (12)

колеса: ; (23)

шестерни: .

.7 Нормальный модуль зубьев:

 (24)

Принимаем стандартное значение . [3], 157.

2.8 Предварительно принимаем минимальный угол наклона зубьев

41,5/50=0,12

.9 Суммарное число зубьев

. (26)

Принимаем Z=132

.10 Фактический угол наклона зубьев

 (27)

2.11 Число зубьев шестерни и колеса

 - число зубьев шестерни: =/(u+1)=132/(5+1)=22;

 - число зубьев колеса: =-=132-22=110.(29)

2.12 Фактическое передаточное число

, что соответствует номинальному (30)

.13 Основные геометрические размеры передачи

Делительные диаметры:

Шестерни - (31)

Колеса -.

Уточняем межосевое расстояние:

. (32)

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

 (33)

.14 Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S: D=d1+6=36+6=42мм <200 (принятого по таблице) S=b2+4=50+4=54мм <125 (принятого по таблице ) , заготовка колеса монолитная. Условия пригодности выполняются.

2.15 Окружная скорость колёс и степень точности передачи

  - по табл. 9.1 [3] для (35) уменьшения динамической нагрузки принимаем восьмую степень точности.

.16 Силы в зацеплении

Окружная сила: ; (35)

Радиальная сила: ; (36)

Осевая сила: =998,3=142,3

.17 Принимаем расчётные коэффициенты [3], §9.12, табл. 9.6

; .

.18 Расчётное контактное напряжение

 (37)

Н/мм2 <[σн]=389,4 Н/мм2 - контактная прочность зубьев обеспечивается.

2.19 Эквивалентное число зубьев шестерни:

 (38)

Коэффициент формы зуба  [1], §9.10:

шестерни: ;

колеса: .

.20 Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

шестерня:  (39)

колесо:

Прочность зубьев колеса оказалась выше прочности зубьев шестерни , поэтому проверочный расчёт передачи на изгиб надо выполнять по зубьям шестерни.

.21 Принимаем коэффициенты [1], §9.12, табл. 9.6:

; ; ;

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

. (40)

2.22 Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

 (41)

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Проектировочный расчёт валов редуктора, расчёт и подбор муфты

3.1 Выполняем проектировочный расчёт валов по крутящему моменту и допускаемым напряжениям на кручение

, (46)

откуда , (47)