Расчёт редуктора

Содержание

• Введение
• 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 3. Расчёт 1-й клиноременной передачи
• 4. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 4. 1. Проектный расчёт
  • 4. 2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям
  • 4. 3. Проверка зубьев передачи на изгиб
• 5. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 5. 1. Проектный расчёт
  • 5. 2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям
  • 5. 3. Проверка зубьев передачи на изгиб
• 6. Предварительный расчёт валов
  • 6. 1. Ведущий вал
  • 6. 2. 2-й вал
  • 6. 3. Выходной вал
• 7. Конструктивные размеры шестерен и колёс
  • 7. 1. Ведущий шкив 1-й ременной передачи
  • 7. 2. Ведомый шкив 1-й ременной передачи
  • 7. 3. Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
  • 7. 4. Цилиндрическое колесо 2-й передачи
  • 7. 5. Цилиндрическая шестерня 3-й передачи
  • 7. 6. Цилиндрическое колесо 3-й передачи
• 8. Выбор муфты на выходном валу привода
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
  • 9. 1. Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи
  • 9. 2. Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи
  • 9. 3. Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 9. 4. Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 9. 5. Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 9. 6. Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи
• 10. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 11. Расчёт реакций в опорах
  • 11. 1. 1-й вал
  • 11. 2. 2-й вал
  • 11. 3. 3-й вал
• 12. Построение эпюр моментов валов
  • 12. 1. Расчёт моментов 1-го вала
  • 12. 2. Эпюры моментов 1-го вала
  • 12. 3. Расчёт моментов 2-го вала
  • 12. 4. Эпюры моментов 2-го вала
  • 12. 5. Расчёт моментов 3-го вала
  • 12. 6. Эпюры моментов 3-го вала
• 13. Проверка долговечности подшипников
  • 13. 1. 1-й вал
  • 13. 2. 2-й вал
  • 13. 3. 3-й вал
• 14. Уточненный расчёт валов
  • 14. 1. Расчёт 1-го вала
  • 14. 2. Расчёт 2-го вала
  • 14. 3. Расчёт 3-го вала
• 15. Тепловой расчёт редуктора
• 16. Выбор сорта масла
• 17. Выбор посадок
• 18. Технология сборки редуктора
• Заключение
• Список использованной литературы

1

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения — свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения — 85%, в дорожных машинах — 75%, в автомобилях — 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:

— для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96

— для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975

— для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,975

Общий КПД привода будет:

 = 1 x … x n x подш.3 x муфты

= 0,96×0,975×0,975×0,993×0,98 = 0,868

где подш. = 0,99 — КПД одного подшипника.

муфты = 0,98 — КПД муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = 2 x VD = 2×0,7×103 350 = 4 рад/с

Требуемая мощность двгателя будет:

Pтреб. = F x Vh = 5,5×0,70,868 = 4,435 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт. Мощность двигателя меньше требуемой мощности на 9,808%, что меньше допустимых 10%. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин, угловая скорость

двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14×95 030 = 99,484 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = wвход.wвых. = 99,4844 = 24,871

Примем для передач, не входящих в редуктор, следующие передаточные числа из рекомендуемых диапазонов (см. табл. 1.2[2]):

U1 = 3,16

Тогда суммарное передаточное число редуктора :

U (ред.) = UU1 = 24,8713,16 = 7,871

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число:

U3 = 0.88 x U (ред.) = 0.88×7,871 = 2,469

Примем U3 = 2,5

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

U2 = U (ред.)U3 = 7,8712,5 = 3,148

Примем U2 = 3,15

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

Вал 1-й n1 = nдвиг. U1 = 9503,16 = 300,633 об./мин.

1 = wдвиг. U1 = 99,4843,16 = 31,482 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1U2 = 300,6333,15 = 95,439 об./мин.

2 = w1U2 = 31,4823,15 = 9,994 рад/c.

Вал 3-й n3 = n2U3 = 95,4392,5 = 38,176 об./мин.

3 = w2U3 = 9,9942,5 = 3,998 рад/c.

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. x 1 x подш. =

4435×0,96×0,99 = 4215,024 Вт

P2 = P1 x 2 x подш. =

4215,024×0,975×0,99 = 4068,552 Вт

P3 = P2 x 3 x подш. =

4068,552×0,975×0,99 = 3927,17 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = P1w1 = 4215,024×10 331,482 = 133 886,792 Нxмм

T2 = P2w2 = 4068,552×1039,994 = 407 099,46 Нxмм

T3 = P3w3 = 3927,17×1033,998 = 982 283,642 Нxмм

По таблице 24.7(см.

приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач

Передачи Передаточное число КПД

1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,16 0,96

2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 0,975

3-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 2,5 0,975

Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах

Валы Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/мин Момент,

Нxмм

1-й вал 300,633 31,482 133 886,792

2-й вал 95,439 9,994 407 099,46

3-й вал 38,176 3,998 982 283,642

1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T (ведущий шкив) = 44 580,033 Нxмм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n (ведущий шкив) (в нашем случае n (ведущий шкив)=950,002 об/мин) и передаваемой мощности:

P = T (ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 44 580,033×10−6×99,484 = 4,435 кВт принимаем сечение клинового ремня А.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3…4) x 3T (ведущий шкив) = (3…4) x 344 580,033 = 106,374…141,832 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 125 мм.

4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = U x d1 x (1 — ) = 3,16×125 x (1 — 0,015) = 389,075 мм.

где  = 0,015 — относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 400 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

Uр = d2d1 x (1 — e) = 400 125 x (1 — 0,015) = 3,249

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

(ведомый шкив) = w (ведущий шкив) Uр = 99,4843,249 = 30,62 рад/с.

Расхождение с требуемым 31,482−30,6231,482 = 2,738%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 125 мм;

d2 = 400 мм.

6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (125 + 400) + 6 = 294,75 мм;

amax = d1 + d2 = 125 + 400 = 525 мм.

где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a = 519 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 x a + 0.5 x  x (d1 + d2) + (d2 — d1)24 x aw =

2 x 519 + 0.5×3,142 x (125 + 400) + (400 — 125)24×519 =

1899,096 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1900 мм.

8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

aр = 0.25 x ((L — w) + (L — w)2 — 2 x y)

где w = 0.5 x  x (d1 + d2) = 0.5×3,142 x (125 + 400) = 824,668 мм;

y = (d2 — d1)2 = (400 — 125)2 = 75 625 мм.

Тогда:

aр = 0.25 x ((1900 — 824,668) + (1900 — 824,668)2 — 2×75 625) = 519,468 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 19 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 47,5 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

1 = 180o — 57 x (d2 — d1);aр) = 180o — 57 x (400 — 125);aр) = 149,825o

10. Коэффициент режима работы, учитывающий услоия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.