Проектирование механизмов редуктора
Содержание
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет редуктора
3. Эскизное проектирование
4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения
5. Проверочный расчёт валов на прочность
6. Проверка прочности шпоночного соединения
7. Посадки зубчатых колёс и подшипников
8. Выбор смазки редуктора
9. Конструирование корпусных деталей
10. Расчет муфты
Список используемой литературы
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1.Нахождение момента на тихоходной ступени:
РВЫХ = Ft*V;где
Рвых - мощность на выходном валу,
Ft - окружная сила,
V – cкорость ленты,
РВЫХ = 5300*0.8=4020Вт;
nвых=60*V/p*Dб;где
Dб – диаметр барабана
nвых=60*0.8/3.14*0.4=38мин-1;
Т3=Твых=Ft*D/2;где Т3 –крутящий момент на тихоходном валу;
Т3= 5300*0.4/2=1060Н*м;
Определение общий КПД привода:
hпривода = hремЧ h2зуб Ч h2подш Ч h2муфты,
где: hрем – КПД ременной передачи;hзуб – КПД зубчатой передачи; hподш – КПД подшипников; hмуфты – КПД муфты.
hмуфты = 0,98; hзуб = 0,96; hподш = 0,99; hрем=0.95
hпривода = 0.95Ч 0,962 Ч 0,992 Ч 0,982 = 0,82.
Определение мощность двигателя:
Рэд= РВЫХ/hпривода
Рэд=4020/0.82=4460Вт
Выбор электродвигателя:
Из найденной необходимой мощности выбирают электродвигатель.
Принимаем электродвигатель АИРC100L4
Мощность Р=4,5кВт; n=1430мин-1
Определение крутящего момента быстроходного вала:
Т1=Тэд= Т3/n
Т1=9550 Ч6.3/1430=38НЧм
Определение общего передаточного числа привода и разбиение его между ступенями:
Uобщ= n/ nвых;
Uобщ=1430/38=38
Передаточное отношение редуктора: Uред= Uобщ
Uред=38
Передаточное отношение тихоходной ступени: UТ=0,63Ч 3√ Uред
UТ=0,63 3√ 38 =7,1
Передаточное отношение быстроходной ступени: Uб= Uред/ UТ
Uб=38/7,1=5,3
Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:
I вал
частота вращения: n1= nдв = 1430 об/мин;
мощность: Р1 = Рдв = 4,5 кВт;
вращающий момент: Т1 = Тдв = 38 Н*м
II вал
частота
вращения: n2=
n1Ч
Uб =1430/Ч5,3=
270 об/мин;
вращающий
момент: Т2=Т3
Ч
hзуб
Ч
Uб = 38 Ч
0,95 Ч
5,3= 192 НЧм;
III вал
частота вращения: n3= n2/ UT= 270/7,1=38.6 об/мин;
вращающий момент: Т3=1060Нм
Приводной вал:
Частота вращения: n= n3 =38.6 об/мин
Вращающий момент: T= Т3 Ч hм =1060 x 0.98 = 1038 об/мин
Все полученные данные сводим в таблицу.
Таблица 1
Номер вала | Частота вращения, об/мин | Момент, НЧм |
I | 1430 | 38 |
II | 270 | 192 |
III | 38,6 | 1060 |
Приводной вал | 38,6 | 1038 |
2. Расчёт редуктора
Выбираем материал зубчатых колёс и шестерён
Быстроходная ступень:
Шестерня: Сталь 45 – D = 80 мм, S = 50 мм, HBсердц. =269…302,
Колесо: Сталь 45 – D = 125 мм, S = 80 мм, НВсердц. = 232…262,
Тихоходная ступень:
Шестерня: Сталь 40Х –
Колесо: Сталь 40Х –
Расчёт быстроходной ступени
Шестерня | Колесо |
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость: | |
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости: | |
Суммарные числа циклов перемены напряжений: | |
Эквивалентные числа циклов: | |
Расчетные допускаемые напряжения: | |
|
Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:
Коэффициент выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .
Коэффициент динамической нагрузки выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:
Окружная скорость:
По окружной скорости и 8 степени точности определяем:
Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:
Определяем предварительное значение диаметра делительной окружности колеса:
Коэффициенты принимают для конических колёс с круговыми зубьями:
Полученное значение округляем до
Предварительное значение диаметра делительной окружности шестерни как
Число зубьев шестерни в зависимости от диаметра шестерни принимаем
Значения округлены до целых чисел.
Угол делительных конусов:
Для зубчатых колёс с круговыми зубьями внешний окружной модуль определяется по формуле:
Внешнее конусное расстояние определяем как
Ширина зубчатых венцов колёс
Коэффициенты смещения инструмента :
Коэффициенты выбираем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев с учётом коэффициента смещения инструмента.
Биэквивалентное число зубьев:
Проверка зубьев конических колёс на изгибную выносливость.
Расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Расчётное напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни и колеса:
Внешние диаметры вершин зубьев:
Средний нормальный модуль:
но при силовых передачах модуль меньше 1,5 принимать не рекомендуется, поэтом принимаем
Силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружная сила:
Радиальная и осевая силы:
Расчёт тихоходной ступени
Шестерня | Колесо |
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость: | |
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости: | |
Суммарные числа циклов перемены напряжений: | |
Эквивалентные числа циклов: | |
Расчетные допускаемые напряжения: | |
Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:
Коэффициент выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .
Коэффициент динамической нагрузки выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:
Окружная скорость:
По окружной скорости и 8 степени точности определяем:
Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:
Определяем межосевое расстояние:
Модуль передачи:
Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зуба:
Число зубьев шестерни и колеса:
Фактическое значение передаточного числа:
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
Колесо:
Шестерня:
Диаметры делительных окружностей :
Диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев .
Шестерня:
Колесо:
Силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
3. Эскизное проектирование
Предварительный расчет валов
Крутящий момент в поперечных сечениях валов:
Быстроходного ;
Промежуточного ;
Тихоходного .
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
Для быстроходного:
Для промежуточного:
Для тихоходного:
Выбор типа и схемы установки подшипников
Выбираем роликовые конические однорядные для тихоходного, промежуточного и быстроходного валов.
Для быстроходного вала: 7204 d = 24 мм, D = 52 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;
Для промежуточного вала: 7204 d = 36 мм, D = 72 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;
Для тихоходного вала: 7204 d = 50мм, D = 90 мм, В = 23 мм, r = 2,5 мм;
4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения
Расчет подшипников на тихоходном валу
Определение сил, нагружающих подшипники.
При проектировании тихоходного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: .
на выходном конце вала находится упругая муфта с резиновой звёздочкой. Силу действия муфты на вал определяют по формуле: где T – вращающий момент на валу.
Приведём расчётную схему для определения реакций опор валов редуктора:
Реакции в горизонтальной плоскости XOZ:
Реакции в вертикальной плоскости YOZ:
Полная реакция в опорах:
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре A: шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 213: диаметр внутреннего кольца, диаметр наружного кольца, ширина подшипника, динамическая грузоподъёмность, статическая грузоподъёмность.
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:
, где
радиальная нагрузка;
осевая нагрузка;
коэффициент вращения (вращение внутреннего кольца);
коэффициент безопасности;