Расчет и выбор редуктора

Типы редуктора различаются конструктивно:

Цилиндрические горизонтальные редукторы имеют параллельное расположение осей входных

и выходных валов, которые лежат в одной горизонтальной плоскости.

расположение осей входных и выходных валов, которые лежат в одной

скрещенные под углом 90 0 оси входных и выходных валов.

параллельное расположение осей входных и

выходных валов, которые лежат в разных

Коническо-цилиндрические редукторы имеют пересекающиеся под углом 90 0 оси входных и

выходных валов, которые лежат в одной горизонтальной плоскости.

Особое значение имеет расположение выходного вала редуктора в пространстве:

в червячных редукторах конструкция редуктора позволяет применять один и тот же редуктор

для любого положения выходного вала в пространстве;

в цилиндрических и конических редукторах в большинстве случаев возможно расположение

выходных валов только в горизонтальной плоскости;

имея одинаковые внешние габариты (или вес), цилиндрические редукторы (по сравнению счервячными)

передают нагрузку в 1,5-2 раза большую имеют более высокую КПД, более долговечны, значит

их установка будет экономически эффективнее.

Определение передаточного числа редуктора

Передаточное отношение редуктора:

n вх — количество оборотов входного вала редуктора, т.е обороты электродвигателя, об/мин.

n вых — необходимое количество оборотов выходного вала редуктора, об/мин.

При выборе электродвигателя частота вращения вала двигателя, а, следовательно, и входного вала редуктора не должна превышать 1500 об/мин для всех редукторов. Обороты электродвигателя следует выбирать из технических характеристик электродвигателей .

Определение количества ступеней редуктора

Количество ступеней по типу редуктора определяется по таблице, исходя из рассчитанного передаточного числа.

Тип редуктора

Диапазон передаточных чисел

Цилиндрический одноступенчатый

Цилиндрический двухступенчатый

Цилиндрический трехступенчатый

Червячный одноступенчатый

Червячный двухступенчатый

Коническо-цилиндрический одноступенчатый

Коническо-цилиндрический двухступенчатый

Выбор габарита редуктора

Т=(9550*Р* U * N )/ (К* n вх ) (формула 2)

Р — мощность электродвигателя, кВт

U — передаточное число редуктора

N — КПД редуктора ( для цилиндрического редуктора принимается 0,97-0,98,

для червячного — свое для каждого передаточного числа (см. паспортные данные))

n вх — количество оборотов входного вала редуктора или электродвигателя, об/мин

К — коэффициент эксплуатации выбирается по таблице.

Режим эксплуатации по ГОСТ 21354-87 и нормам ГосТехНадзора

«0»-непрерывный ПВ 100%

«II»-средний ПВ ПВ = (Т / 60) * 100%

Т — среднее время работы в течение часа, мин.

Выбор мотор-редуктора

На данный габарит редуктора, возможно, установить только электродвигатели габариты , которых указаны в технических характеристиках на этот редуктор.

Технические характеристики для мотор-редуктора червячного одноступенчатого МРЧ-80.

Источник

Курсовая работа: Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов

1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

5.КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

6. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет входного вала

6.2 Расчет промежуточного вала

6.3 Расчет выходного вала

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Выбор материала и методика расчета

7.2 Расчет шпонок

8. ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

9. ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

9.1 Смазывание зубчатого зацепления

9.2 Смазывание подшипников

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются 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.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

На рис. 1.1 изображен компоновочный вариант кинематической схемы приводной станции:

2 – гибкая передача;

3- редуктор цилиндрический;

4- муфта соединительная.

Определяем потребную мощность и диапазон частоты вращения электродвигателя :

,(1.1)

где Р_Т — мощность, затрачиваемая на тех. процесс; Рт=10000Вт; — общий КПД привода.

,(1.2)

где n_т — частота вращения технологического вала; n_т =55 мин -1

,(1.3)

где , , , значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках.

Принимаем =0,95, =0,96, =0,97, =0,99 табл. 6.3. [1]

Принимаем передаточные числа редуктора;

, .

Определим общее передаточное число редуктора

.(1.4)

.

Мощность двигателя определим по формуле:

.

Выбираем из каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель 4АM160S4У3,Р_э =15000 Вт, n_э =1477 мин -1 , d_э =42 мм.

Определяем передаточное отношение ременной передачи:

.

Определяем действительное общее передаточное число привода и производим его разбивку по передачам, руководствуясь тем, что:

;

,

Для схемы на рис.1.1.

(1.5)

Определяем расчетные параметры на всех валах приводной станции:

(1.6)

где — КПД от технологического вала к определяемому;

— передаточное отношение от вала электродвигателя к определяемому.

Р₂ =10632,6 /(0,99 0,96)=11187,5Вт.

Определяем крутящие моменты на валах.

(1.7)

Проведем предварительный расчет валов. Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях.

(1.8)

где допускаемое условное напряжение при кручении, МПа. Которое ориентировочно принимается =15-25 МПа.

, Принимаем d=25 мм.

Принимаем d=45 мм.

.

2. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем шаг цепи из условия:

(2.1)

где Т₂ —вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

Кэ—коэффициент учитывающий условия эксплуатации;

где К_д —коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

К_а —коэффициент учитывающий длину цепи;

К_н —коэффициент, учитывающий наклон передачи;

К_рег —коэффициент учитывающий регулировку передачи;

К_см —коэффициент учитывающий характер смазки;

К_реж — коэффициент учитывающий режим работы;

Z₁ —число зубьев ведущей звёздочки;

Z₁ =29-2∙2,2,34=24,32, принимаем Z₁ =25 согласно рекомендации стр. 91 /4/.

[p]—допустимое давление в шарнирах цепи, Н/мм 2 ;

[p]=32 Н/мм 2 стр. 91 /4/.

v—число рядов цепи;

37,78 мм

Принимаем стандартный шаг цепи р=38,1мм.

Определяем число ведомой звёздочки:

Определяем фактическое передаточное отношение:

u_цеп = (2.4)

u_цеп = =2,36

Согласно рекомендациям стр. 92/4/ принимаем межосевое расстояние в шагах а_р =40.

Вычисляем число звеньев цепи l_р .

(2.5)

=164,7,

принимаем согласно рекомендации стр. 92 /4/ l_р =166

Определяем фактическое межосевое расстояние в шагах:

(2.6)

=47,93

Принимаем межосевое расстояние в шагах а_t =48.

Определяем фактическое межосевое расстояние а:

Определяем длину цепи l мм:

Определяем диаметры звёздочек:

d_д =

d_д1 ==303,98 мм.

d_д2 ==715,8 мм.

Диаметр выступов звёздочки:

(2.7)

где К—коэффициент высоты зуба, К=0,7 стр. 92 /4/;

К_z —коэффициент числа зубьев;

λ—геометрическая характеристика зацепления:

где d—диаметр ролика шарнира цепи, мм

=318,59 мм.

=851,6.

Диаметры окружностей впадин:

(2.9)

=281,63 мм

=694,8 мм.

Определяем фактическую скорость цепи:

(2.10)

=1,86 м/с.

Определяем окружную силу передаваемую цепью:

(2.11)

=5716 Н.

Проверяем давление в шарнирах цепи:

р_ц = (2.12)

А—площадь опорной поверхности шарнира, мм;

b₃ —ширина внутреннего звена цепи, мм;

А=2·11,1∙25,4=563,8 мм 2

р_ц = Н/мм 2

Уточняем допустимое давление в шарнирах цепи в зависимости от скорости цепи стр. 91 /4/.: [р_ц ]=24 Н/мм 2 Условие прочности выполняется.

Определяем коэффициент запаса прочности:

(2.14)

F_р —разрушающая нагрузка цепи, Н, F_р =254000 Н стр. 131 табл. 8.1 /8/.

К_д —коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

F₀ —предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви ( от силы тяжести):

где К_f —коэффициент провисания, К_f =3 стр. 94 /4/.

q—масса 1 м цепи, q=11 кг

а—межосевое расстояние, м; а=1,828 м.

g—ускорение свободного падения, g=9,81 м/с 2 .

F_v —натяжение цепи от центробежных сил, Н;

=25,3>[S]=8,2 стр. 94 табл. 5.9 /4/.

Определяем силу давления цепи на вал:

K_в —коэффициент нагрузки вала, k_в =1,15 стр.90 табл. 5.7 /4/.

3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Принимаем для изготовления шестерни и колеса обеих ступеней для уменьшения номенклатуры сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими характеристиками: для колеса σ_В = 830 Н/мм 2 , σ_Т = 540 Н/мм 2 , НВ=260; для шестерни σ_В = 930 Н/мм 2 , σ_Т = 690 Н/мм 2 , НВ=280.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений определяем по формуле (3.1) для колеса тихоходной ступени

(3.1)

где n – частота вращения того из колес, для которого определяется допускаемое напряжение, об/мин.

Определяем число циклов напряжения по формуле (3.2)

(3.2)

где Т_max = Т₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение L_{h 1} часов за весь срок службы при частоте вращения n_{T 1} об/мин; Т₂ …Т_i – передаваемые моменты в течение времени L_{h 2} …L_hi при n_{T 2} …n_Ti оборотах в минуту; с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.

Так как режим нагрузки постоянный, N_HE в формуле (3.2) заменяется на расчетное число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:

(3.3)

где L_h – расчетный срок службы передачи.

N_К1 = 60∙1477∙2000=17,7∙10 7

N_К2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙10 7

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70 (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм 2 ;

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм 2 .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

(3.5)

. Принимаем S_H =1,1÷1,2, S_H =1,1.

Выбираем допустимое =536,36 МПа.

Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.

= НВ + 260(3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Делительный диаметр шестерни d₁ (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

,(3.6)

где K_d – вспомогательный коэффициент, МПа 1/3 ;

K_d =770 – для стальных прямозубых колес;

K_d =675 – для стальных косозубых и шевронных колес;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т_2Н – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 N_HE , Н·м (N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений); — допускаемое контактное напряжение, МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a_w =К_а (u+1) (3.5)

где для косозубых колёс К_а =43, а передаточное отношение редуктора u_р =4.

y_ab —коэффициент ширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию y_ab ==0.2 стр.157 /8/. где =1,09.

a_w ==150,1 мм, принимаем 150 мм.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Принимаем =30 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(3.8)

Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):

=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем m=2 мм.

Принимая , определяем угол наклона зубьев:

(3.9)

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_Σ = (3.10)

Z_Σ =146,7 принимаем Z_Σ =147.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ= (3.11)

сosβ=0,913

Тогда угол β=11 0 28 ’ .

Определяем действительное число зубьев шестерни:

(3.12) =29,4

Число зубьев колеса:

(3.12)

Уточняем межосевое расстояние:

(3.13)

(3.15)

(3.16)

Производим проверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:

(3.17)

Н

(3.18)

Н

окружную скорость определим по формуле

(3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀ =73, по таблице 9.7 [1] δ_Н =0,002. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

(3.20)

где δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения δ_Н при расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

Отсюда удельная окружная динамическая сила равна:

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (3.21).

(3.21)

.

(3.22)

(3.23)

(рис.9.7 [1]).

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.22).

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле

,(3.24)

где — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0 и Х_Σ =0 =20 0 , =1,77 cos β; — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (Е_пр – приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, v — коэффициент Пуассона); для стальных колес ; — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач ; для косозубых и шевронных при ; — удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Учитывая, что Z_H =1,77·cos11 028 ’=1,71; Z_M =275.

(3.25)

Недогрузка 1,9% -6 м 2 /с. принимаем для смазки передачи редуктора масло И-40А ГОСТ 20799-75. Контроль уровня масла осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется через люк.

9.2 Смазывание подшипников

Смазка подшипников качения будет производиться из картера редуктора в результате разбрызгивания масла зубчатым колесом. Для этого полости подшипников выполняются открытыми внутрь корпуса.

1. Расчеты деталей машин/И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. – 2-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш.щкола, 1978. – 472 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2.– 6-е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1982.–584 с.

3. Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. — 2-е изд. — Мн.: Вышэйшая школа, 1981. — 432 с.

4. Шейблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

5. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — Высш. шк., 1990. — 399 с.

6. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д.Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1979. — 367 с.

7. Методическое пособие «Курсовое проектирование» по деталям машин и прикладной механике. Под общ. ред. Томило С.С. Минск: БГАТУ 2003 г. – с. 114.

8. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1986 — 400 с.

Источник

Название: Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 06:16:44 16 сентября 2010 Похожие работы Просмотров: 1877 Комментариев: 15 Оценило: 4 человек Средний балл: 4.8 Оценка: неизвестно Скачать