Классификация редукторов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктор (механический) -- механизм по передаче мощности вращением, главной функцией которого является редукция, то есть, снижение усилия, необходимого для привода устройства, преобразующего передаваемую мощность в полезную работу. Каноническим видом механического редуктора является пара взаимозацепленных цилиндрических шестерён, из которых ведущая шестерня меньшего размера, а ведомая -- большего.

Работа любого редуктора подпадает под действие Золотого правила механики: редуктор практически не изменяет передаваемую вращением мощность (с поправкой на КПД), а лишь взаимообратно изменяет две её составляющие -- крутящий момент и угловую скорость. Величина изменения определяется передаточным отношением. При этом редукция усилия предполагает, что крутящий момент на входе в редуктор будет меньше, чем на выходе с него, а угловая скорость, соответственно, наоборот -- на входе будет больше чем на выходе. Передаточное отношение любого подобного редуктора больше единицы, а сам термин «редуктор», упомянутый без каких-либо дополнительных определений к нему, подразумевает именно редуктор подобного плана.

В редких случаях (в основном, из компоновочных соображений) в технике применяются редукторы с передаточным отношением меньше единицы. Такой редуктор в русскоязычном речевом обиходе называется «повышающим редуктором». Определение «повышающий» здесь происходит как от факта повышения усилия, необходимого для привода конечного устройства, так и от повышения угловой скорости ведомой шестерни в таком редукторе. Формально, исходя из этимологии термина «редуктор», термин «повышающий редуктор» есть оксюморон, но фактически распространённого синонима в русском языке нет, а, возможно, более подходящий сюда термин «мультипликатор» в обиходе практически не используется и малопонятен. При этом такой термин как «повышающая передача» официально зафиксирован ГОСТ-ом и правомерно присутствует в инженерно-техническом лексиконе.

Классификация редукторов по ГОСТу

Редукторы классифицируются в зависимости от:

1) вида применяемых зубчатых передач в кинематической схеме;

2) числа ступеней редукции;

3) взаимного расположения геометрических осей входного и выходного валов;

4) способов крепления

Основными характеристиками редукторов являются:

1) общее передаточное отношение;

2) величина номинального крутящего момента на тихоходном валу;

3) максимально возможная частота вращения.

1. Кинематический расчет

1.1 Определение коэффициента полезного действия редуктора

,

где - коэффициент полезного действия пары подшипников, - коэффициент полезного действия зубчатой пары.

1.2 Определение потребной мощности на ведущем валу

По расчетному значению мощности на ведущем валу и заданному числу оборотов, выполнен подбор электродвигателя4АМ112М2Y3, который имеет следующие характеристики:

Для дальнейших расчетов принимаем:

1.4 Определение числа оборотов на ведомом валу

1.5 Расчет крутящего момента на ведущем валу

1.6 Расчет крутящего момента на ведомом валу

2. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Подбираем для вала шестерни и зубчатого колеса сталь 40Х с термической обработкой в виде улучшения, а для ведомого вала сталь 45

2.1 Определение величины допускаемых контактных напряжений

Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу переменных напряжений

2.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

где: ? предел контактной выносливости поверхности зубьев, который соответствует базовому числу циклов, МПа; S_n - коэффициент безопасности.

3. Определение геометрических параметров зубчатых колес

3.1 Определение меж осевого расстояния редуктора по допускаемым контактным напряжениям в соответствии с ГОСТ 21354-75

где: K_а - коэффициент твердости стали; K_HB - коэффициент неравномерности нагрузки; ш_а - коэффициент ширины зуба.

Полученное межосевое расстояние округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 2185-66 и принимаем a = 125 мм.

3.2 Определение модуля зацепления

Полученное значение округляем до стандартного по ГОСТ 9563-60 и принимаем m = 2

3.3 Определение осевых размеров зубчатых колес

Ширина венца зубчатого колеса:

Ширина венца вала шестерни:

3.4 Определение числа зубьев вал-шестерни и колеса редуктора

Принимаем число зубьев вал шестерни Z₁ = 26, тогда число зубьев колеса будет равно:

3.5 Определение геометрических параметров вал-шестерни и колеса.

3.5.1 Уточнение величины модуля зацепления, угла наклона, межосевого расстояния.

Принимаем угол наклона зубьев в = 14°

Полученное значение модуля меньше рекомендуемого, поэтому необходимо произвести коррекцию, для этого увеличиваем межосевое расстояние до 140 мм. редуктор вал межосевой зацепление

В итоге принимаем и используем при расчетах модуль зацепления m = 2 и межосевое расстояние а = 140 мм

3.5.2 Определение размеров вал-шестерни и колеса

Определение диаметров делительной окружности вал-шестерни и колеса:

Определение диаметров вершин зубьев вал-шестерни и колеса:

Определение диаметров впадин зубьев вал-шестерни и колеса:

Таблица 1. Геометрические параметры зубчатых колес

4. Расчет сил действующих в зацеплении

4.1 Определение диаметра цапф под подшипники

где [ф] - допускаемое напряжение кручение, МПа

4.2 Выбор подшипников по расчетным значениям диаметров d₁ и d₂

Для вал-шестерни выбираем подшипник 205, а для ведомого вала подшипник208 по ГОСТ 8335-75 характеристики подшипников представлены в табл. 2

Таблица 2. Характеристики подшипников по ГОСТ 8335-75

4.3 Компоновочная схема редуктора

4.4 Определение сил действующих в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

4.4.1 Определение величины действующей окружной силы

4.4.2 Определение величины действующей радиальной силы

4.4.3 Определение величины действующей осевой силы

4.5 Определение величины эквивалентного момента

Определение плеча действия радиальных сил:

где: В₂ - ширина подшипника тихоходного вала, мм

4.6 Построение эпюр моментов и определение опасного сечения

4.7 Определение диаметров быстроходного и тихоходного валов в опасном сечении

Расчет на прочность показал, что условие прочности в опасном сечении выполняется при dв₁ = 13,8 мм и dв₂ =14,4 мм.

Поэтому принимаем конструктивно необходимую величину диаметровdв₁ = 25 мм и dв₂ = 40 мм

4.8 Подбор и проверка шпонки для ведомого вала

Подбираем шпонку с учетом, что h = 8 мм для ведомого вала

[у_см] - допускаемое напряжение на смятие, МПа

Величина действующего напряжения не превышает величину допускаемого, поэтому условие прочности выполняется.

5. Проверка подшипников опор на прочность и выносливость

5.1 Определение опорных реакций

Определение радиальной составляющей нагрузки:

Определение осевой составляющей нагрузки:

5.2 Определение параметров осевого нагружения

Величина поэтому принимаем х = 1, y = 0

Величина поэтому принимаем х = 0,56, а величину y определяем по формуле:

5.3 Определение эквивалентной нагрузки

5.4 Проверка долговечности подшипниковых опор

Расчетный срок службы подшипников 10000 часобеспечивается.

Литература

1) ГОСТ 21354-75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность

2) ГОСТ 2.109-73 Единая система конструкторской документации. Основные требования к чертежам

3) ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацеплении. Расчет геометрии

4) Е.И. Покорский "Подготовка слесарей по ремонту и обслуживанию грузоподъемных машин" УП

5) Методические указания для курсового проектирования по деталям машин для студентов очной и заочной формы обучения. Расчет и проектирование одноступенчатых прямозубых и косозубых редукторов. Ростов на Дону: Рост. Гос. Строит. Унт-т 2001. - 27с.

Размещено на Allbest.ru