Конструирование редуктора

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; коническиес 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 однои 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

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

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

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 20 000 950 = 11,4 10⁸;

N_?2 = 60 L_h n_III = 60 20 000 150,7937 = 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= 1,75 285,5 =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= 1,75 248,5 =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 К_Н = К_{Н ?}К_НVK_H.

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 К_F = К_{F ?}К_FVК_F?.

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= 1,01,15 000.91 = 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=2,21 687 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 13 568 стандартную величину шага цепи и выписывают все параметры цепи (см. табл. 1) [2. стр. 15. таб. А.2, А.3].

Таблица 3.2 (ГОСТ 13 568)

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 13 568).

;

[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 1 208 066, 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)

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

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 20 761−80).

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 17 479.4−87)

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.