Общие сведения. Содержание

Содержание

Введение…………………………………………………………………...……………..….3

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет………………….…………………4

2. Расчет зубчатых колес редуктора ……………..……….....……………….…………... 6

3.Предварительный расчет валов редуктора……………………………………………... 9

4.Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………..…………....…..10

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………………..……..11

6.Первый этап компоновки редуктора……………………………………………...…….12

7.Проверка долговечности подшипников……..…………………………………...…….13

8.Расчет и построение эпюр изгибающих моментов………………………………..…..16

9.Второй этап компоновки редуктора……………………………………………..……. 20

10.Проверка прочности шпоночных соединений……………………………..…………21

11.Уточненный расчет валов…………………………………………………….………..22

12.Вычерчивание редуктора………………………………………………………………26

13.Посадки основный деталей редуктора……………………………………….……….27

14.Выбор сорта масла…………………………………………………………………….. 28

15.Сборка редуктора…………………………………………………………….…………29

Список литературы……………..……………………………………………….…………30

Общие сведения.

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.

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

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

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 и кинематический расчет

По табл. 1.1 [1] примем:

КПД пары конических зубчатых колес = 0,96;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, = 0,99.

Общий КПД привода

Требуемая мощность электродвигателя

(кВт).

Частота вращения тихоходного вала

(об/мин).

Таблица 1

Типо-размер	Синхронная частота вращения, nc об/мин	Скольжение, s%	Номинальная частота вращения вала двигателя, nном = nc(1-s/100)об/мин	Передаточное отношение привода, i = nном /
80B2		4,3	3000(1-0,043) = 2871	2871/ = 7,16
90L4		5,1	1500(1-0,051) = 1423,5	1423,5/ = 3,54
100L6		5,1	1000(1-0,051) = 949	949/ = 2,366
112MA8		6,0	750(1-0,06) = 705	705/ = 1,76

По ГОСТ 12289 – 76 [1,с.49] выбираем номинальное значения передаточного числа равное 2,24

По табл. П1[1,с.390] по требуемой мощности Р_тр=2,128 (кВт) выбираем трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 (об/мин) 4А100L6 с параметрами Р_дв= 2,2(кВт) и скольжением 5,1% (ГОСТ 19523-81) [1].

Номинальная частота вращения:

n_дв=n_синх(1-s/100)= 1000(1-5,1/100)=949 (об/мин)

скорость

(рад/с).

Передаточное число

По ГОСТ 12289 – 76 [1,с.49] выбираем u_p= 2,24

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала

n₁ = n_дв = 949 об/мин,

= = 99,379 рад/c;

ведомого вала

n₂ = n₁/u_p = 949/2,24 = 423,661 об/мин,

= /u_p = 99,4/2,24 = 44,366 рад/c.

Вращающие моменты на валах:

на валу шестерни

на валу колеса

Найденные величины сведены в табл. 1.

Таблица 2

Вал	N, кВт	n, об/мин	, с^-1	Т, Нм
	2,128		99,38	21,41
		423,661	44,366	47,957

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120мм).

По табл. 3.3 [1] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 210; для колеса сталь 45 с твердостью НВ 190.

По табл. 3.2 [1] принимаем для колеса предел контактной выносливости

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL=1.

Примем коэффициент безопасности [S_H] = 1,15.

Коэффициент при консольном расположении шестерни =1,35 (табл. 3.1 [1,с.32]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (ГОСТ 12289-76 [1,с.49]).

Внешний делительный диаметр колеса

;

Для прямозубых передач К_d=99, передаточное число u=2,24.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

d_e2=160мм. [1, c. 49].

Число зубьев шестерни выберем из интервала 18÷32. Число зубьев шестерни примем

z₁=25.

Число зубьев колеса

Отклонение от заданного (2,24-2,24) ·100%/2,24=0%, что меньше установленных ГОСТ12289-76 допустимых 3%.

Внешний окружной модуль [1, c. 50]

Уточняем значение d_e2

d_e2=m_ez₂=2,857·56=159,992(мм).

Отклонение от стандартного значения (160 - 159,992) ·100%/160=0,005%, что меньше допустимых 2%.

Углы делительных конусов

Внешний делительный диаметр шестерни

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b:

Принимаем b=25(мм).

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний делительный диаметр шестерни

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач назначают обычно 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 [1,с.39] при консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, = 1,15, см. табл. 3.6 [1,с.40].

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, , см. табл. 3.4 [1,с.39].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при см. табл. 3.4 [1,с.39].

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение:

Силы в зацеплении:

окружная

радиальная шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки

При консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значения

По табл. 3.8 [1,с.43] при твердости НВ<350, скорости = м/с и 7-й степени точности

Итак,

Y_F -коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1,с.42]:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1=3,9; Y_F2=3,6.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 [1,с.44] для стали 45 улучшенной при твердости НВ<210

Для шестерни

для колеса

Коэффициент запаса прочности [S_F]=[S_F]’[S_F]’’. По табл. 3.9 [1] [S_F]’=1,75; для поковок и штамповок [S_F]’’=1. Таким образом,

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни (МПа);

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Проверяем зуб колеса:

=0,85 -опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической

3.Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1=Т₁=

ведомого

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ ]=25(МПа)

;

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУТО с валом электродвигателя d_дв=28 мм

принимаем d_в1=21 мм.

Диаметр под подшипником примем d_п1=25; диаметр под шестерней d_к1=20.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при меньшем [ ]=20(МПа),

.

Примем d_в2=24 мм; диаметр под подшипниками d_п2=30мм, под зубчатым колесом d_к2=35 мм. [1,с.161]

4.Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня:

Длина посадочного участка l_ст=b=25(мм).

Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованое (табл. 10,1 [1,с233]).

Его размеры: d_ае2=162,329(мм); b₂=25(мм).

Диаметр ступицы d_ст=

Длина ступицы l_ст=

Принимаем l_ст=47(мм).

Толщина обода

Принимаем

Толщина диска С=

Принимаем С=12(мм).

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

Принимаем

Принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

принимаем

принимаем

нижнего пояса корпуса

принимаем р=15(мм).

Диаметры болтов:

фундаментных d₁=

принимаем фундаментные болты с резьбой М 18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂=

принимаем болты с резьбой М 12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃=

принимаем болты с резьбой М 10.

6.Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары- частичным окунанием зубчатого колеса в масло и маслоразбрызгиватель; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удалён и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Подшипники ведущего вала расположим в стакане.

Намечаем для ведущего и для ведомого вала роликоподшипники конические однорядные особо легкой серии (см. табл. П7 [1]):

Условное обозна-чение подшип-ника	d	D	T	C	C0	e
		мм		к	Н
					19,9	0,24
					19,9	0,24

х=10(мм); у₁=15(мм).

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

Примем с₁=100(мм).

х=10(мм); у₂=20(мм).

Для подшипников 2007106 размер а₂= .

Определяем замером размер А от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А`=А=86(мм).

Замером определяем расстояния f₂=59(мм) и с₂=114(мм).

7. Проверка долговечности подшипников

L_треб=5·300·7·2=21000 часов

Число лет: 5

Число рабочих дней: 300

Количество часов в смене: 7

Число смен: 2

Проверяем подшипники особо легкой серии(2007106)

Ведущий вал:

Силы, действующие в зацеплении: F_t=699,232(H); F_r1=F_a2=232,393(H); F_a1=F_r2=103,747(H).

Первый этап компоновки дал: f₁=50(мм); c₁=100(мм).

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a, обозначим индексом «2»).

В плоскости xz:

Проверка: R_x2-R_x1+F_t=349,616-1048,848+699,232=0.

В плоскости yz:

R_y2 = =107,378(H)

R_y1=

Проверка: R_y2-R_y1+F_r1=107,378-339,771+232,393=0

суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

S₂=0.83·e·P_r2=0.83·0.24·365,734=72,854(H)

S₁=0.83·e·P_r1=0,83·0.24·1102,509=219,62(Н)

для подшипников 2007106 е=0,24 Осевые Осевые нагрузки подшипников табл. 9.21[1,c.217]. В нашем случае S₁>S₂; F_a>0; тогда

P_a1=S₁=219,62 (H), P_a2=S₁+F_a1=219,62 +103,747=323,367(H)

Рассмотрим правый подшипник:

P_a1/P_r1=219,62 /1102,509=0,199<e поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

по табл. 9.20[1 с.214] К_б=1,5

по табл. 9.18[1 с.212 и П7]

Расчётная долговечность (млн.обр)

Расчётная долговечность (ч)

(ч)> 21000 (ч)

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 2007106 приемлемы.

Рассмотрим левый подшипник:

P_a2/P_r2=323,367/365,734=0,884>e следует учитывать осевую нагрузку

Эквивалентная нагрузка:

по табл. 9.20[1 с.214] К_б=1,5

по табл. 9.18[1 с.212и П7]

V=К_т=1 для конических подшипников при P_a2/P_r2>e, X=0,4

Y=0,4ctg

Y=1,64

Ведомый вал:

Подшипники (2007106):

Силы, действующие в зацеплении: F_t=699,232(H); F_r1=F_a2=232,393(H); F_a1=F_r2=103,747(H).

Первый этап компоновки дал: f₂=59(мм); c₂=114(мм).

Правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a обозначим индексом 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым»

В плоскости xz:

Проверка: R_x3+R_x4-F_t=238,466+460,766-699,232=0,

В плоскости yz:

d2=m*z2=2,449·56= 137,172

R_y3 = = 56,75(H)

R_y4=

Проверка: R_y3-R_y4+F_r2=56,75-160,497+103,747=0

суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

S₃=0.83·e·P_r3=0.83·0.24·245,126=48,829 (H)

S₄=0.83·e·P_r4=0,83·0,24·487,918= 97,193(Н)

для подшипников 2007106 е=0,24 Осевые нагрузки подшипников табл. 9.21[1,c.217].

В нашем случае S₄>S₃; F_a>0; тогда

P_a4=S₄= 97,193 (H), P_a3=S₄+F_a1=97,193+103,747= 200,94 (H)

Рассмотрим верхний подшипник:

P_a3/P_r3=200,94 /245,126=0,82>e следует учитывать осевую нагрузку

Эквивалентная нагрузка

по табл. 9.20[1 с.214] К_б=1,5

по табл. 9.18[1 с.212и П7]

V=К_т=1 для конических подшипников при P_a2/P_r2>e, X=0,4

Y=0,4ctg

Y=1,64

Рассмотрим нижний подшипник:

P_a4/P_r4=97,193 /487,918=0,199<e поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

по табл. 9.20[1 с.214] К_б=1,5

по табл. 9.18[1 с.212 и П7]

Расчётная долговечность (млн.обр)

Расчётная долговечность (ч)

(ч)> 21000 (ч)

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 2007106 приемлемы.

8.Расчет и построение эпюр

Ведущий вал:

1.

Н·мм

Н·мм

2.

Н·мм

Н·мм

3.

Н·мм

Н·мм

4.

Н·мм

Н·мм

c₁

Ведомый вал:

1.

Н·мм

Н·мм

2.

Н·мм

Н·мм

3.

Н·мм

Н·мм

4.

Н·мм

Н·мм

c₂

Дата добавления: 2015-07-26