Назначение и применение редуктора

Содержание

 

1 Кинематическая схема. 4

2 Назначение и применение редуктора. 5

3 Выбор электродвигателя. 6

4 Кинематический и силовой расчет. 7

5 Расчет передачи. 8

6 Предварительный расчет валов редуктора. 13

7 Подбор и проверка шпонок. 15

8 Выбор и проверка подшипников. 17

9 Расчет вала колеса на усталость. 22

10 Конструктивные размеры редуктора и деталей. 26

11 Выбор посадок деталей редуктора. 27

12 Смазка редуктора и его деталей. 28

13 Выбор и проверка муфт. 29

14 Сборка редуктора ………………………………………………………..…31

15 Литература…………………………………………………………………..32

 

Кинематическая схема

 

 

Р₁ М₁

М

 

n₁ ω₁

 

Р₂ М₂ n₂ ω₂

 

Назначение и применение редуктора

 

Конический редуктор — это самостоятельный механизм, который при помощи муфт или открытых передач соединяется с электродвигателем и рабочей машиной. Выполняется в виде агрегата, предназначенного для передачи мощности от двигателя к остальным рабочим механизмам. Схема привода может также включать как открытые зубчатые передачи, так и ременную или цепную передачи, закрепленные на валы, которые опираются на подшипники в гнездах корпуса. Основным предназначением прибора является повышение вращающего момента ведомого вала при одновременном снижении угловой скорости.

Служит для уменьшения частоты вращения при одновременном повышении вращающего момента. В корпусе механизма находятся передачи с постоянным передаточным отношением.

Конический редуктор имеет следующие параметры: невысокая окружная скорость, средний уровень надежности, точности и металлоемкости, сравнительно низкая себестоимость и трудоемкость. Кроме того, в зависимости от вида передач, расположения осей валового механизма и числа ступеней конические редукторы подразделяются на соосные механизмы, параллельные приспособления, скрещивающиеся и пересекающиеся устройства, могут иметь горизонтальное или вертикальное расположение осей валового механизма и крепиться либо на плиточной основе, либо на приставных опорных лапах. Также ось выходного валового механизма может находиться сбоку, сверху или снизу, относительно плоскости основания.

Одноступенчатый конический редуктор.

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90⁰. Передачи с углом, отличным от 90⁰, встречаются редко.

Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3-х; в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях U=5 (в виде исключения U=6,3).

У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость v=5м/с. При более высоких скоростях рекомендуется применять конические колеса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

 

 

 

Выбор электродвигателя

Исходные данные: Р₂ =1,5 кВт = 27 c^-1

Выбор асинхронного электродвигателя производится по заданной

мощности и частоте вращения привода.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

Pтр = ,

= η_{1 ∙} η₂² – КПД редуктора

η₁ = 0,97 – КПД конической передачи [2, т. 1.1,с.5.]

η₂ = 0,99 – КПД подшипников качения [2, т. 1.1, с 5.]

ηε = 0,97 ∙ 0,99² = 0,950

Pтр = = 1,57кВт.- Необходимая частота вращения электродвигателя

n_тр = n₂ ∙ u

n₂ = = = 257 об/мин

u = 4 – рекомендуемое среднее передаточное число [2,c 7]

n_тр = 257 ∙ 4=1028 об/мин

Принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А, типоразмер 100L4.

(Р_дв = 4,0; n_дв = 1500, S = 4,7%). [2, т.п. 1, с. 39]

Для дальнейших расчетов принимаем:

P₁ = P_тр =1,57 кВт

n₁ = n_дв∙(1-S) = 1000 об/мин

P₂ = 1,5 кВт

n₂ =257 об/мин

Кинематический и силовой расчёт

Уточняем передаточное число:

u = = = 3,89

Принимаем передаточное число по ГОСТ 12289-76:

u = 3,89

Определяем кинематические и силовые параметры для ведущего и ведомого валов редуктора.

Ведущий вал:

n₁ = 1429,5 об/мин

= = = 107,59 c^-1

P₁ = 4,421 кВт

М₁ = = = 10 Н · м

Ведомый вал:

n₂ = 257 об/мин

= 27c^-1

Р₂ = 1,5 кВт

М₂ = = = 55,55 Н · м

 

Расчёт передачи

Исходные данные:

P₁ = 1,57 кВт P₂ = 1,5 кВт

₁ = 107,59 c^-1 ₂ = 27 c^-1

M₁ = 10Н · м М₂ = 55,55 Н · м

n₁ = 1000 об/мин n₂ = 257 об/мин

u = 3,89 = 36∙10³ ч

Нагрузка: с лёгкими толчками.

1.Выбор материала и назначение ТО.

 

Шестерня – _­­­­­_­­­­­­Сталь 35XM, ТВЧ, HRC 54

Зубчатое колесо – Сталь 50ХН, ТВЧ, HRC 51 [1, т 4.4, с.97]

 

2.Назначение базы испытания

 

База испытания при расчёте на контактную прочность:

N_HO =90 ∙ 10 ⁶ циклов [1, т 4.6, с. 99]

Базы испытания на изгибную прочность:

N_FO =4 • 10 ⁶ циклов [1, c. 102]

 

3. Определяем циклические долговечности шестерни и колеса

N_Н1 =573∙ ₁∙ =573∙ 107,59× 36×10³= 221,93×10⁵ ч [1, т 4.6, с.99]

 

N_H2 =573∙ ₂∙ =573× 27×36× 10³ = 117,57×10⁵ ч [1, c.123]

 

4. Коэффициент долговечности на контактную прочность.

 

K_HL=1 так как N_H>N_HO [1, с. 100]

 

На изгибную выносливость

 

K_HL=1(1,6≥K_F≥ 1) [1, c.101]

 

5.Вычисление пределов контактной выносливости

 

Шестерня: σ_Hlimb1 =23HRC= 23×54 = 1242 МПа

Колесо: σ_Hlimb2 = 23HRC = 23×51=1173МПа [1, т 4.5, с.99]

 

6. Пределы изгибной выносливости

 

Шестерня: σ_Flimb1 = 800МПа

Колесо: σ_Flimb2 = 750МПа [1, т 4.7, с.102]

 

7. Определяем допускаемые напряжения.

 

7.1 Допускаемые контактные напряжения

[σ_H] = σ_Hlimb ∙Z_R∙K_HL

S_H

S_H = 1,1-_­­­­­­­ коэффициент безопасности [1, с.99]

Z_R = 1 ­­­­­­­- коэффициент частоты поверхности [1, с.99]

 

Шестерня: [σ_H1] = 1242/1,2 = 1035МПа

Зуб.Колесо: [σ_H2] = 1173/1,2 = 977,5 МПа

Для расчетов принимаем меньшее значение [σ_H] = 977,5 МПа

 

7.2 Допускаемое нормальное напряжение изгиба

[σ_F] = σ_Hlimb ∙Y_R∙K_HL∙K_FC

S_F

S_F = 2 – коэффициент нагрузки [1, c.101]

Y_R = 1,2 – коэффициент чистоты поверхности [1, c.101]

K_FC = 1 – коэффициент приложения нагрузки [1, c.101]

 

[σ_F1] = 800 ∙1,2 = 480МПа

2

[σ_F2] = 750 ∙1,2 = 450МПа

8. Определяем среднеделительный диаметр шестерни

 

=

 

 

K_d = 78МПа – вспомогательный коэффициент [1, c.132]

K_HB = 1,44 – коэффициент нагрузки при расчёте по контактным напряжениям [1, т.4.9, с. 106]

 

Ψ_bd=0,4–коэффициент ширины венца зубчатых колес. [1, т.4.9, с. 106]

= = 47,15мм

9. Определение ширины венца шестерни и колеса:

 

b₁ = Ψ_bd ∙ d₁ = 0,5×47,15 = 23,575 мм

 

10.Определяем внешний делительный диаметр колеса:

= = () × u = () = 47,15+5,89=53,04 мм

Принимаем по ГОСТ d_e2 = 160 мм [1, т.4,18, с.133]

 

11.Определяем внешний модуль закрепления исходя из рекомендуемого числа

зубьев шестерни

Z₁(рекомендуемое) = 18÷30

m_e = = = (0,9 ÷(30

По ГОСТ принимаем внешний модуль зацепления

m_e = 2 мм [1, c.75]

12. Определяем число зубьев шестерни и колеса:

 

Z₂ = = = 63 Принимаем z₂=63

Z₁ = = = 16,13 Принимаем z₁=16,13

 

13. Уточняем передаточное число:

u = = = 3,90

 

14. Определение углов делительных конусов:

tgδ₂ = ctgδ₁ = u = 3,90

δ₂ = 72⁰ 42^¢

δ₁ =90- δ₂ = 90 - 72⁰42^¢ = 17⁰ 18¢

15. Определяем другие основные параметры передачи:

 

Внешние диаметры шестерни

 

d_e1 = m_e ∙ z₁ = 1×16 = 16 мм

d_ae1 = d_e1+2m_e ∙ cosδ₁ = 16+2×0,948 = 18мм

d_fe1 = d_e1 – 2,4m_e∙ cosδ₁ = 16-2,4∙0,948 = 14мм

Внешние диаметры колеса

d_e2 = 63 мм

d_ae2 = d_e2+2m_e ∙ cosδ₂ = 63+2×0,316= 63,632мм

d_fe2 = d_e2 – 2,4m_e∙ cosδ₂ = 63-2,4∙0,316 = 62,241 мм

 

Средние диаметры шестерни колеса и средний модуль зацепления:

d₁ = d_e1 – b∙sinδ₁ = 32-23∙0,316 = 2,212 мм

m= ₌ = 0,45 мм

d₂ = m∙ z₂ =0,9×63 = 56,7мм

 

Внешнее конусное расстояние

R_e = = = 25 мм

 

Среднее конусное расстояние

R = R_e – 0,5∙b= 25-0,5∙23 = 13,5мм

 

16. Определение окружной скорости:

υ = ω₁ ∙ = 107.59 × = 89.46 м/с

Принимаем 9-ую степень точности [1, т.4.2, c.91]

 

17. Определение усилий в зацеплении:

 

Окружные усилия:

F_t1 = F_t2 = = = 377Н

Радиальная сила шестерни равная осевой силе колеса:

F_r1 = F_a = F_t1 ∙ tg_α ∙ sinδ₁ = 0.364×0.316= 43Н

18. Проверка на контактную прочность

σ_H = z_H ∙ z_m ≤ [ ]

 

z_H = 1,76-коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев

 

z_m = 273МПа^1/2 – коэффициент, учитывающий мех.свойства материалов

[1, c.132]

K_Hυ = 1,1-коэффициент динамической нагрузки [1, т.4.10, c.107]

 

σ_H = 1,76 ∙ 273 =

 

= 480,48×0,14×2,03×1,5×1,1=225,31≤ [ ]

%_П = 10%-условие проч- ности удовлетворяется.

 

19. Проверка на изгибную прочность:

 

σ_F = Y_F ∙ K_Fβ ∙ K_Fυ ≤[ σ_F ]

 

K_Fβ = 1,25- коэффициент динамической нагрузки по напряжениям изгиба

 

Коэффициент формы зубьев принимаются в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

z_υ1 = = = 17 ,01

 

z_υ2 = = = 199,36

Соответственно коэффициент формы зубьев:

Y_F1 = 3,92

Y_F2 = 3,6 [1, т. 4.14, c.114] Сравниваем отношение:

[σ_F1]/Y_F1 = = 68,8 Мпа

 

[σ_F2]/Y_F2 = = 60,2 МПа

Следовательно проверку производим по большему значению, для шестерни:

 

σ_F1 = Y_F1 ∙ ∙K_Fβ ∙ K_Fυ

 

σ_F1 = 3,6 ∙ ×1,25 ×1,3=196МПа

 

σ_F1 = 196МПа < [σ_F1] = 216 Условие прочности на изгиб выполняется.

Подбор и проверка шпонок

Для ведущего и ведомого валов в местах посадок шестерни, колеса и муфт принимаем призматические шпонки в зависимости от диаметра. Для изготовления шпонок принимаем конструкционные, малоуглеродистые стали - Ст 5. Допуск напряжения смятия [ .

Выбранные параметры шпонок проверяются из условия прочности на смятие, при проектном расчёте для муфт определяется необходимая длина шпонок и принимается по нормативному ряду.

Проектный расчёт – определение необходимой длины шпонок под муфту.

Ведущий вал	Ведомый вал
М1 = 10 Нм d1 = 40мм b h = 18 11мм t1 = 7 мм lp = l = lp + b = 0,7+18 = 18,7мм Принимаем l = 19 мм	М2 = 55,55 Нм d2 = 20мм b h = 16 10мм t1 = 6 мм lp = 9,25мм l = lp + b = 9,25+16= 25,25 мм Принимаем l = 25 мм

[2, т. 8.9, с. 169]

Проверочный расчёт – проверка на прочность шпонок под шестерню и колесо.

Ведущий вал	Ведомый вал
М1 = 29,5 Нм d1 = 20мм b h = 6 6 мм t1 = 3,5 мм l = b1 – 5мм = 15,92 – 5 = 10,92 мм Принимаем l = 12 мм lp = l – b = 12 – 6 = 6 мм 196,6 МПа Условию прочности не удовле-творяет. Принимаем l =20 мм lp = l – b = 20 – 6 = 14 мм = l + 5 = 20 + 5 = 25 мм 84,2 МПа Условию прочности удовлетворяет.	М1 = 91,304 Нм d2’’’ = 35 мм b h = 10 8 мм t2 = 5 мм l = b2 – 5мм = 15,92 – 5 = 10,92 мм Принимаем l = 12 мм lp = l – b = 12 – 10 =2 мм = 869,5МПа Условию прочности не удовле- творяет. Принимаем l =30 мм lp = l – b = 30 – 10 = 20 мм = l + 5 = 30 + 5 = 35 мм 86,9 МПа Условию прочности удовлетворяет

Расчёт подшипников

Подбор подшипников качения, для валов редуктора производят по ГОСТ в соответствии с действием на вал нагрузками, диаметр вала и условиями работы, т.е. по динамической грузоподъёмности. Рекомендуется принимать для цилиндрических редукторов шарикоподшипниковые, радиальные, однорядные.

Ведущий вал

Исходные данные: d₁^’’ = 25 мм n = 1429,5 об/мин

F_t1 = 1303,29H [Lh] = 18 10³

F_a1 = 141,08H b₁ = 15,92 мм

H

 

1. По ГОСТ принимаем шарикоподшипниковые, однорядные, тяжёлой

серии № 405 (d = 20мм, D = 80 мм, C = 36,4 кН, Со = 20,4 кН, B = 21 мм, e=0,32) [2, П3, с. 393]

 

2. Определяем нагрузку действующую на подшипник.

= + 20мм + = + 20 + = 38,46 мм

= 100

Определяем реакции опор

Расчётная схема ведущего вала

 

Горизонтальная плоскость:

= = = 1798,54

= = =

Проверка:

= =

Вертикальная плоскость:

У_B =

У_A = = = 154,34

Проверка: =У_А + F_r1 +У_В = -606,91+452,57+154,34= 0

Суммарные реакции

R_A = = = 519,6 Н

R_B = = = 1897,8 H

 

Поскольку I₁ < I₂, F_A1=141,08H, и осевые нагрузки будут определятся:

P_A1 = I₂ - F_A1 = - 141,08 = 386,8 Н

P_A2 = I₂ = Н

 

Ведомый вал

Исходные данные d₂^’’ = 30 мм = 439,49 об/мин

F_t2 = 1303,29 H [Lh] = 18 10³

F_a2 = 452,7 H b₂ = 15,92 мм

H

1. По ГОСТ принимаем шарикоподшипниковые, однорядные, средней серии № 306 (d = 30мм, D = 72 мм, C = 28,1 кН, Со = 14,6 кН, B = 19 мм),

[2, П3, с. 393]

Определяем реакции опор.

Расчётная схема ведoмого вала

Горизонтальная плоскость:

X_A = X_B = = =651,6 H

Вертикальная плоскость:

У_B = = = = 21,22 Н

У_A = == = Н

Проверка: ЕУ_К =У_А + F_r2 +У_В = 21,22 + 141,08 162,3 = 0

Суммарные реакции

= = = 671,5Н

= = = 651,9 H

Принимаем радиальную нагрузку на подшипниках большую из суммарных

реакций.

P_r = R_A = 671,5 H

 

Поскольку I₁ > I₂, F_A=141,08 H, и осевые нагрузки будут определятся:

P_A1 = I₁ = Н

P_A2 = I₁+ F_A =

 

Подбор и проверка муфт

Для соединения ведущего вала редуктора с валом электродвигателя и для соединения ведомого вала с валом привода необходимо подобрать муф-ты.

Так как проектируемый редуктор общего назначения и не требуется специальных условий выбираем соединительную фланцевую муфту.

Типоразмер муфты принимаем по ГОСТ в зависимости от d и рас-чётного момента: M_p = M∙k, где k = 1,2 – коэффициент, учитывающий усло-вия эксплуатации муфт. [2, т. 11.3, с. 272]

Ведущий вал	Ведомый вал
M1 = 29,5 Hм Mp1 = M1 ∙ k = 29,5∙ 1,2 = 35,4 Hм lp (шпонки) = 11,8 мм b (шпонки) = 6 мм Материал болтов сталь – Сталь 5. [ = 80 МПа Принимаем фланцевую муфту. МФ 31,5 16 40 1 D1 = 90 мм L1 = 84 мм	M2 = 55,55Hм Mp1 = M1∙k = 55,55 ∙ 1,2=109,56Hм lp (шпонки) = 24,3 мм b (шпонки) = 8 мм Материал болтов сталь – Сталь 5. [ = 80 МПа Принимаем фланцевую муфту. МФ 125 25 60 1 D2 = 112 мм L2 = 124 мм

[2, т. 11.1, с. 268 – 269]

 

Проверяем выбранные муфты на прочность болтов по касательным напряжением среза.

d_б1 = 0,08 ∙ 16 = 1,28 мм. Принимаем d_б = 4 мм.

d_б2 = 0,08 ∙ 25 = 2 мм. Принимаем d_б = 4 мм.

Z = 4 – число болтов устанавливаемых на муфту.

Условию прочности удовлетворяет.

Условию прочности удовлетворяет.

 

Ведущий вал	Ведомый вал
мм Z1 = 4 dб1 = 4 мм = 6,6 МПа	Z = 4 dб2 = 4 мм = 15,9 МПа

 

 

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают сальники и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80˚÷100˚C.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку, сальник и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затягивают болты, крепящие крышку корпуса.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшип-никовые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки под-шипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают вой-лочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют про-ворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают муфту. Затем ввёртывают пробку масло-спускного отверстия с прокладкой и жезловой масло указатель. В корпус заливают масло.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде

по программе, устанавливаемой техническими условиями.

 

Литература.

 

1. Березовский Ю.Н. «Детали машин», [Текст], учебник для ССУЗов, М., Машиностроение 1983 – 384 с.

 

2. «Курсовое проектирование деталей машин», [Текст], учебное пособие для ССУЗов, С.А. Чернавский и др. 1987 – 416 с.

3. Скойбеда А.Т. «Детали машин и основы конструирования», [Текст], учебник для ВУЗов, Мн., Высшая школа, 2006 – 560 с.

4. Курмаз Л.В. «Детали машин, проектирование», справочное учебно-методическое пособие для ВУЗов, М., Высшая школа, 2005 – 410 с.

 

Содержание

 

1 Кинематическая схема. 4

2 Назначение и применение редуктора. 5

3 Выбор электродвигателя. 6

4 Кинематический и силовой расчет. 7

5 Расчет передачи. 8

6 Предварительный расчет валов редуктора. 13

7 Подбор и проверка шпонок. 15

8 Выбор и проверка подшипников. 17

9 Расчет вала колеса на усталость. 22

10 Конструктивные размеры редуктора и деталей. 26

11 Выбор посадок деталей редуктора. 27

12 Смазка редуктора и его деталей. 28

13 Выбор и проверка муфт. 29

14 Сборка редуктора ………………………………………………………..…31

15 Литература…………………………………………………………………..32

 

Кинематическая схема

 

 

Р₁ М₁

М

 

n₁ ω₁

 

Р₂ М₂ n₂ ω₂

 

Назначение и применение редуктора

 

Конический редуктор — это самостоятельный механизм, который при помощи муфт или открытых передач соединяется с электродвигателем и рабочей машиной. Выполняется в виде агрегата, предназначенного для передачи мощности от двигателя к остальным рабочим механизмам. Схема привода может также включать как открытые зубчатые передачи, так и ременную или цепную передачи, закрепленные на валы, которые опираются на подшипники в гнездах корпуса. Основным предназначением прибора является повышение вращающего момента ведомого вала при одновременном снижении угловой скорости.

Служит для уменьшения частоты вращения при одновременном повышении вращающего момента. В корпусе механизма находятся передачи с постоянным передаточным отношением.

Конический редуктор имеет следующие параметры: невысокая окружная скорость, средний уровень надежности, точности и металлоемкости, сравнительно низкая себестоимость и трудоемкость. Кроме того, в зависимости от вида передач, расположения осей валового механизма и числа ступеней конические редукторы подразделяются на соосные механизмы, параллельные приспособления, скрещивающиеся и пересекающиеся устройства, могут иметь горизонтальное или вертикальное расположение осей валового механизма и крепиться либо на плиточной основе, либо на приставных опорных лапах. Также ось выходного валового механизма может находиться сбоку, сверху или снизу, относительно плоскости основания.