Конструирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

С развитием промышленности более широкое применение получили редукторы, представляющие собой механизмы, состоящие из зубчатых и червячных передач, выполняемых в виде отдельного агрегата и служащие для передачи мощности от двигателя к рабочей машине (механизму).

Основное назначение редуктора - изменение угловой скорости и соответственно изменение вращающегося момента выходного вала по сравнению с входным.

Редукторы широко применяются как в машиностроении (конвейеры, подъемные механизмы), так и в строительстве (ступени приводов питателей бетонного завода), а также в пищевой промышленности и бытовой технике (различные комбайны) и так далее.

Поэтому и существуют самые разнообразные виды редукторов, условно подразделяемых по признакам.

По признаку передачи подразделяют на:

- цилиндрические.

- конические.

- червячные.

В свою очередь каждая из передач может быть с различными профилями и расположением зубьев.

Так цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические- с косыми, прямыми и винтовыми.

Передачи выполняют с эвольвентными профилями зубьев и с зацеплением Новикова. Зачастую используют и комбинированную передачу, которая сочетает различные передачи: коническо-цилиндрические; червячно-цилиндрические и т.д.

В зависимости от числа пар звеньев в зацепление (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно- и многоступенчатые.

По расположению осей валов в пространстве, различают редукторы с параллельными, соосными, перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор и проверка электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

(1.1)

где - мощность на рабочем валу привода

- общий коэффициент полезного действия привода

, (1.2)

Все КПД приняты из методического указания по курсовому проектированию: «Кинематический расчет силового привода» [1. стр. 9. таб. 2]

где - КПД цепной открытой передачи, =0,94;

- КПД закрытой цилиндрической передачи, =0,97;

- КПД муфты, = 1,00;

- КПД пары подшипников, =0,99.

;

Требуемая частота вращения электродвигателя:

, (1.3)

где - частота вращения рабочего вала привода.

Все диапазон рекомендуемых передаточных чисел () приняты из методического указания по курсовому проектированию: «Кинематический расчет силового привода» [1. стр. 10. таб. 3]

где - диапазон рекомендуемых передаточных чисел цепной открытой передачи, =(2…6);

- диапазон рекомендуемых передаточных чисел закрытой цилиндрической передачи, =(2…6,3).

Диапазон частот вращения электродвигателя:

;

По рассчитанным и мы выбрали электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый АИР112МВ6, данные о котором занесены в таблицу 1.1 [1. стр. 11. таб. 4]

Таблица 1.1 - Технические характеристики электродвигателя

Тип двигателя	Исполнение	Мощность, кВт	Число полюсов	Частота вращения, об/мин		Диаметр вала, мм
АИР112МВ6	1м1081	6	4	950	2,2	32



Рисунок 1.1 - Эскиз электродвигателя АИР112МВ6 исполнения 1М1081

1.2 Определение передаточного числа привода

Общее передаточное число привода:

где - частота вращения вала электродвигателя.

Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням привода

По-другому общее передаточное число привода можно представить:

,

где - передаточное число открытой передачи, для цилиндрической примем;



1.3 Определение частот вращения валов привода

Для данного привода частота вращения валов, об/мин:

1.4 Определение угловых скоростей валов привода

Угловая скорость вращения валов, рад/с:

1.5 Определение мощностей на валах привода

Мощность на валах, Вт:



1.6 Определение вращающих моментов на валах привода

Вращающий момент на валах, :

Результаты расчета мы занесли в таблицу 1.2

Таблица 1.2 - Основные параметры на валах

Валы привода	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, Вт	Вращающий момент Т,
1	950	99,43333333	3715,7934	37,37582134
2	950	99,43333333	3678,636	37,01206312
3	150,7936508	15,78306878	3532,594	223,82
4	38,2166	3,9997	3200	800,06

2. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода

2.1 Исходные данные для расчета

Из кинематического расчета (см. пункт 1) принимаем следующие значения.

Таблица 2.1 - Необходимые параметры, для расчета закрытой цилиндрической передачи

	Вращающий момент Т,	Угловая скорость , рад/с	Частота вращения n, об/мин	Передаточное число u
Шестерня (1)	37,37	99,43333333	950	6,3
Колесо (2)	223,82	15,78306878	150,794	6,3

2.2 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

редуктор привод кинематический зубчатый

Выбор материала зубчатых колес

- для шестерни: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71: термическая обработка - улучшение, твердость НВ₁ 269?302, предел прочности ?_В1 = 950 МПа, предел текучести ?_Т1 = 780 МПа;

- для колеса: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71: термическая обработка - улучшение, НВ 235?262, предел прочности ?_В2 = 800 МПа, предел текучести ?_Т2 = 630 МПа.

Средняя твердость материала шестерни и колеса

НВ_ср1 = (НВ_min1 + HB_{max 1}) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;

НВ_ср2 = (НВ_min2 + HB_max2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.

Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N_?1 и N_?2

N_?1 = 60 L_h n_II = 60 20000 950 = 11,4 10⁸;

N_?2 = 60 L_h n_III = 60 20000 150,7937 = 1,8 10⁸.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

При расчете на контактную выносливость:

- для шестерни: N_HE1=k_HE N_?1= 1,011,4 10⁸ =11,4 10⁸,

здесь k_HE = 1,0 - коэффициент приведения для режима работы 0 согласно таблицы 5;

- для колеса: N_HE2=k_HE N_?2= 1,01,8 10⁸ = 1,8 10⁸.

При расчете на изгибную выносливость:

N_HE1=k_FE N_?1= 1,011,4 10⁸ = 11,4 10⁸,

здесь k_FE = 1,0 - коэффициент приведения для режима работы 0 согласно таблицы 5;

N_FE2=k_FE N_?2= 1,01,8 10 ⁸= 1,8 10⁸.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса N_HG1 и N_HG2 для колес из улучшенных сталей

N_HG1 = 30 (HB_ср1)^2,4 = 30 285,5^2,4 = 23,47 10⁶;

N_HG2 = 30 (HB_ср2)^2,4 = 30 248,5^2,4 = 16,82 10⁶ (см. с. 8).

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:

N_FG1 = N_FG2 = 4 10⁶ (см. с. 8).

Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость

Для шестерни:

,

где ?_Нlim - предел контактной выносливости (см. 2, таблицу 3), для улучшенных колес:

?_Нlim1=2· HB_ср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;

S_H - коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; S_H = 1,1 - для улучшенных колес (см. с. 9);

- коэффициент долговечности, так как

> N_HG1 =23,47 10⁶, то (см. с. 10);

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 (см. 2, с. 10);

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем = 1 (см. 2, с. 10).

Тогда МПа.

Для колеса:

,

?_Нlim2=2· HB_ср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

Поскольку N_HE2 =6,91 10⁸ > N_HG2=16,82 10⁶, то (см. 2, с. 10), тогда:

МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых передач:

МПа,

МПа < МПа.

Принимаем МПа.

Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость

Для шестерни:

,

где предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений (см. 2, таблицу 4), для улучшенных колес:

=1,75HB_ср1= 1,75285,5 =499,6 МПа,

коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность (см. с. 11);

- коэффициент долговечности, так как

> N_FG1 =4 10⁶, то (см. 2, с. 11);

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании (см. 2, с. 12);

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки (см. 2, с. 12).

Тогда:

Для колеса:

,

=1,75HB_ср2= 1,75248,5 =434,9 МПа.

Поскольку N_FE2 =6,91 10 ⁸ > N_FG2=4 10 ⁶, то (см. с. 11), тогда:

Максимальные допускаемые напряжения [?]_Hmax и [?]_Fmax

1) При расчете на контактную выносливость [?] _Hmax

[?] _Hmax = 2,8?_Т2 = 2,8 630 = 1764 МПа.

2) При расчете на изгибную выносливость [?]_Fmax1 и [?]_Fmax2

[?]_Fmax1= 2,74 НВ _ср1 = 2,74 285,5 = 782,3 МПа;

[?]_Fmax2 = 2,74 НВ _ср2 = 2,74 248,5 = 680,9 МПа.

2.3 Определение основных параметров передачи

Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную выносливость

КН = КН ?КНVKH.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

К_Н? = (1 Х) + Х.

Полагая _ba= 0,2, определим относительную ширину шестерни

Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 (см. 2, таблицу 2).

Тогда К_Н? = 1.

С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:

м/с,

где - коэффициент для косозубой передачи (см. 2, с. 16).

По таблице 9 назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической косозубой передачи.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_HV = 1,08 (см. 2, таблицу 10).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_H= 1,086 (см. 2, рисунок 2) для косозубых колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,91 м/c.

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_{Н ?}К_НV K_H = 1,01,08 1,086 = 1,173

Коэффициенты нагрузки при расчете на изгибную выносливость

КF = КF ?КFVКF?.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

К_F? = (1 Х) + Х.

Так как Х = 0, то по аналогии с п. 4.3.1 К_F? = 1.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_FV = 1,15 (см. 2, таблицу 11).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_F= 91 (см. 2, таблицу 14) для косозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициент нагрузки

К_F = К_F?К_FVK_F= 1,01,15000.91 = 1,0465.

Предварительное значение межосевого расстояния



Ближайшее значение a_W = 160 мм по ГОСТ 2185-66.

Рабочая ширина венца

Рабочая ширина колеса

b₂ = _ba a_W = 0,2 160 = 32 мм.

Ширина шестерни

b₁ = b₂ + (2…4) = 32 + (2…4) = 34…36 мм.

В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда R_a20 примем b₁ = 36 мм и b₂ = 32 мм.

Модуль передачи

мм.

По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

Минимальный угол наклона зубьев

.

Суммарное число зубьев

Примем

Действительное значение угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

, равно первоначально заданному.

2.4 Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

Окружная скорость

м/с,

где мм делительный диаметр шестерни.

Уточняем коэффициенты нагрузки

Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_H= 1,07 (см. 2, рисунок 2) для косозубых колес 9-й степени точности при окружной скорости V=2,21687 м/c.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_F= 0,91 (см. таблицу 14) для косозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициенты динамичности нагрузки:

- при расчете на контактную выносливость K_HV = 1,04;

- при расчете на изгибную выносливость K_FV = 1,08.

Коэффициенты нагрузки:

К_H = К_H?К_HVК_H? = 1,01,041,07 = 1,11;

К_F = К_F?К_FV К_F? = 1,01,080,91 = 0,98.

Расчетное контактное напряжение

_Н=463,4 МПа < []_H=495,1 МПа.

Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет:

, что является допустимым (см. с. 23).

2.5 Проверка зубьев на изгибную выносливость

Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа < МПа.

Диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев

мм;

мм.

4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

2.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила F_t1 = F_t2 = Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

2.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

=2,43.

Максимальное контактное напряжение ?_{H max}

.

Максимальные напряжения изгиба

МПа < [?]_Fmax1= 782,3 МПа;

МПа < [?]_Fmax2 = 680,9 МПа.

Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

3. Расчет открытых передач привода

3.1 Цепные передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке Т1=223,82 10 Н мм.

3.2 Определение числа зубьев звёздочек

z₁=31 -2 u; z₂=z₁u;

Числа зубьев ведущих звездочек округляют до ближайшего целого нечетного числа, а ведомых - до ближайшего целого четного числа

3.3 Вычисление шага цепи

где [p] - ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи. [p]=29 t, мм [3. стр. 15. таб. А.1];

m - число рядов цепи, рекомендуется принимать однорядную цепь для предотвращения неравномерности нагружения пластин в звене и снижения требований к качеству изготовления передач;

K_э=К_дК_аК_нК_рК_смК_п,

Все коэффициенты определяются из методических указаний по расчету механических передач в курсовых проектах для студентов немеханических специальностей: «Расчет открытых передач», где K_э - коэффициент эксплуатации;

К_д - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, равный 1 при спокойной нагрузке;

К_а - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, равный 1 при а?=(30…50)t;

К_н - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, равный 1 при наклоне до ;

К_р - учитывает способ регулирования натяжения цепи, равен 1,25 - при периодическом регулировании;

К_см - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, равен 1,3…1,5 - при периодической смазке;

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы равный 1 при односменной работе.

мм.

По полученному значению t принимают согласно ГОСТ 13568 стандартную величину шага цепи и выписывают все параметры цепи (см. табл. 1) [2. стр. 15. таб. А.2, А.3].

Таблица 3.2 (ГОСТ 13568)

t, мм	BBН, мм	d, мм	d1*, мм	h, мм	B, мм	F, Н	q, г/м	S, мм2
25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	39	86818	2,6	262

d₁* - диаметр ролика цепи.

3.4 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

n[n₁] - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки, об/мин, [n₁]=151 об/мин [3. стр. 16. таб. А.4].

Среднее давление в шарнирах цепи:

где , - окружная сила, H; - скорость цепи, м/с;

м/с

Н

S - проекция опорной поверхности шарнира, S=179,7, мм² [3. стр. 15. таб. А.2, А.3] (ГОСТ 13568).

;

[р]=[р]_табл.[0,01 (z₁-17)+1],

где [р]_табл =22 [2. стр. 15. таб. А.1].

.

недогрузка 6%.

3.5 Определение геометрических параметров передачи

Определяем число звеньев цепи:

;

вычисляют предварительно а?=40

Уточняем межосевое расстояние:

, мм

Полученное значение до целого числа не округляют.

Для обеспечения свободного провисания цепи предусматривают уменьшение уточненного межосевого расстояния на 0,2…0,4 , тогда монтажное межосевое расстояние будет равно .

Определение делительных «d» и наружных «D_е» диаметров ведущей и ведомой звездочек:

;

;

.

3.6 Проверка коэффициента запаса прочности

Коэффициент запаса прочности:

Все данные определяются из методических указаний по расчету механических передач в курсовых проектах для студентов немеханических специальностей: «Расчет открытых передач»,

K_д - динамический коэффициент, K_д=1,0 (пункт 3.3);

Условие прочности и долговечности удовлетворено.

3.7 Определение силы действующей на валы

Н.

4 Компоновка редуктора

4.1 Ориентировочный расчет валов

Диаметры для быстроходного вала

Расчет валов из условия прочности на кручение:

где =12… 25 МПа;

мм;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1208066, мы округлили диаметры до кратных значений, 2 или 5.

Диаметры для тихоходного вала

Диаметр выходного участка тихоходного вала:

,

где

- крутящий момент на тихоходном валу.

;

;

мм;

мм

Под данные диаметры валов, мы подобрали соответствующие подшипники [4. стр. 399. таб. П. 6]

Таблица 4.1 - Шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии (ГОСТ 831-75)

Условное обозначение шарикоподшипника	Размеры, мм
	d	D	B	r
36208	40	80	18	2
36212	60	110	22	2,5

Рисунок 4.1. Эскиз быстроходного (а) и тихоходного (б) валов

4.2 Расчет корпуса редуктора

Толщина стенки редуктора

мм

Толщина крышки редуктора

мм

b - толщина верхнего пояса корпуса; b₁ - толщина нижнего пояса крышки корпуса., мм

мм мм

Расчет толщины нижнего пояса корпуса

Расчет диаметров болтов

;

;

;

d₁ - диаметр фундаментных болтов, d₂ - диаметр болтов у подшипников, d₃ - диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой.

Размеры штифта:

Диаметр штифта: ;

Длина штифта: мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса

По диаметру: ;

По торцам:

Таблица 4.1 - Толщина фланцев

Болт	M20	M16	M16
ширина фланца,	48	39	28

4.3 Конструирование колеса

Способ получения заготовки - ковка.

Обод

Диаметр обода ; ширина обода мм

Толщина обода:

мм

Ступица

Внутренний диаметр ступицы:

мм

Толщина ступицы:

мм

Длина ступицы:

мм

Диск

Толщина диска:

;

4.4 Выбор и расчет шпонок на смятие

Напряжение смятия



Проверка шпонок тихоходного вала на смятие

Для крепления зубчатого колеса:

;

;

.

На выходном участке вала:

;

;

.

Проверка шпонок быстроходного вала на смятие

;

;

МПа.

5. Выбор муфты

5.1 Выбор подходящей муфты

Основной характеристикой муфт является передаваемый вращающий момент - Т. Муфты подбирают по большему диаметру соединяемых валов и расчетному моменту.

где k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, k=1,15…1,20

.

В соответствии с расчетным моментом произведем выбор муфты [4. стр. 269. таб. 11.1].

Таблица 5.1 - Муфта фланцевая (ГОСТ 20761-80).

Момент			L	D
63	28	не более 60	не более 124	100

6. Смазка редуктора

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев двигателей.

Определив вид смазывания зацепления и подшипников, выберем тип масла.

Таблица 6.1 - Сорт смазочного масла для редуктора (ГОСТ 17479.4-87)

Передача	Контактные напряжения	Окружная скорость передачи
		Свыше 2 до 5
зубчатая	До 600	И-30А

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 6.1 - Определение объема масла

Где h=84 мм; b=98 мм; a=374 мм;

.

7. Сборка редуктора

Для того чтобы правильно собрать редуктор необходимо: взять вал - шестерню и подшипники 307 серии, нагреть подшипники до температуры . Соединить вал и подшипники. Затем взять тихоходный вал и сделать тоже самое для подшипников 309 серии. Затем установить колесо на вал. Готовые валы вставить в пазы корпуса редуктора. Верхний фланец покрыть слоем герметика и прикрутить крышку редуктора. В редуктор залить масло и провести пробный запуск.

Список источников

1. С.Ю. Решетов, Г.А. Клещарева, В.М. Кушнаренко. «Кинематический расчет силового привода»: Методические указания по курсовом проектированию. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2005. - 29 с.

2. Ковалевский, В.П. Передачи зубчатые цилиндрические [Текст]: метод. указания по расчету закрытых и открытых цилиндрических эвольвентных передач для студентов инженерно-технических специальностей в курсовых и дипломных проектах / В.П. Ковалевский, С.Ю. Решетов, С.Т. Сейтпанов. - Оренбург: ОГУ, 2005. - 45 с.

3. Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский [и др.]. - М.: Машиностроение, 1979. - 352 с.

4. «Проектирование механических передач»: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

5. Кушнаренко В.М., Ковалевский В.П., Чирков Ю.А. «Основы проектирования передаточных механизмов»: Учебное пособие для студентов высших учебных заведений. - Оренбург: РИК ГОУ ОГУ, 2003. 251 с.

6. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

7. Стандарт предприятия: Общие требования и правила оформления выпускных квалификационных работ, курсовых проектов (работ), отчетов по РГР, по УИРС, по производственной практике и рефератов. - М.: ОГУ, 2010. - 62 с.

Размещено на Allbest.ru