Проектирование 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. Предварительный расчёт валов
  • 5. 1. Ведущий вал (1-я половина)
  • 5. 2. Ведущий вал (2-я половина)
  • 5. 3. Выходной вал
• 6. Конструктивные размеры шестерен и колёс
  • 6. 1. Ведущий шкив 1-й ременной передачи
  • 6. 2. Ведомый шкив 1-й ременной передачи
  • 6. 3. Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
  • 6. 4. Цилиндрическое колесо 2-й передачи
• 7. Выбор муфт
  • 7. 1. Выбор муфты между половинами 1 вала привода
  • 7. 2. Выбор муфты на выходном валу привода
• 8. Проверка прочности шпоночных соединений
  • 8. 1. Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи
  • 8. 2. Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи
  • 8. 3. Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
  • 8. 4. Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
• 9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 10. Расчёт реакций в опорах
  • 10. 1. 1-й вал 1-я половина
  • 10. 2. 1-й вал 2-я половина
  • 10. 3. 2-й вал
• 11. Построение эпюр моментов валов
  • 11. 1. Расчёт моментов 1-го вала 1-й половины
  • 11. 2. Эпюры моментов 1-го вала 1-й половины
  • 11. 3. Расчёт моментов 1-го вала 2-й половины
  • 11. 4. Эпюры моментов 1-го вала 2-й половины
  • 11. 5. Расчёт моментов 2-го вала
  • 11. 6. Эпюры моментов 2-го вала
• 12. Проверка долговечности подшипников
  • 12. 1. 1-я половина 1-го вала
  • 12. 2. 2-я половина 1-го вала
  • 12. 3. 2-й вал
• 13. Уточненный расчёт валов
  • 13. 1. Расчёт 1-й половины 1-го вала
  • 13. 2. Расчёт 2-й половины 1-го вала
  • 13. 3. Расчёт 2-го вала
• 14. Тепловой расчёт редуктора
• 15. Выбор сорта масла
• 16. Выбор посадок
• 17. 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 контруктора. 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[1] примем следующие значения КПД:

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

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

Общий КПД привода будет:

 = 1 x … x n x подш. 3 x муфты 2

= 0,96×0,975×0,99 3×0,98 2 = 0,872

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

муфты = 0,98 — КПД одной муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = 2 x VD = 2×1,4×10 3420 = 6,667 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = F x Vh = 1,8×1,40,872 = 2,89 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин, угловая скорость

двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14×70 930 = 74,246 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = wвход.wвых. = 74,2466,667 = 11,136

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1 = 3,54

U2 = 3,15

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

Вал 1-й n1 = nдвиг. U1 = 7093,54 = 200,282 об./мин.

1 = wдвиг. U1 = 74,2463,54 = 20,973 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1U2 = 200,2823,15 = 63,582 об./мин.

2 = w1U2 = 20,9733,15 = 6,658 рад/c.

Мощности на валах:

P1 (1-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. =

2890×0,96×0,99 = 2746,656 Вт

P1 (2-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. 2 x (муфты 1) =

2890×0,96×0,99 2×0,98 = 2664,806 Вт

P2 = P1 (2-я половина вала) x 2 x подш. =

2664,806×0,975×0,99 = 2572,204 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 (1-я половина вала) = P1 (1-я половина вала) w1 = 2746,656×10 320,973 = 130 961,522 Нxмм

T1 (1-я половина вала) = P1 (2-я половина вала) w1 = 2664,806×10 320,973 = 127 058,885 Нxмм

T2 = P2w2 = 2572,204×10 36,658 = 386 332,833 Нxмм

По таблице 24.7(см.

приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач

Передачи Передаточное число КПД

1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,54 0,96

2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 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 (1-я половина) 200,282 20,973 130 961,522

1-й вал (2-я половина) 200,282 20,973 127 058,885

2-й вал 63,582 6,658 386 332,833

3 Расчёт 1-й клиноременной передачи

1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T (ведущий шкив) = 38 924,656 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)=708,997 об/мин) и передаваемой мощности:

P = T (ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 38 924,656×10 -6×74,246 = 2,89 кВт принимаем сечение клинового ремня О.

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

d1 = (3…4) x 3T (ведущий шкив) = (3…4) x 338 924,656 = 101,671…135,561 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 112 мм.

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

d2 = U x d1 x (1 — ) = 3,54×112 x (1 — 0,015) = 390,533 мм.

где  = 0,015 — относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 400 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

Uр = d2d1 x (1 — e) = 400 112 x (1 — 0,015) = 3,626

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

(ведомый шкив) = w (ведущий шкив) Uр = 74,2463,626 = 20,476 рад/с.

Расхождение с требуемым 20,973−20,47 620,973 = 2,37%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 112 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 (112 + 400) + 23,5 = 305,1 мм;

amax = d1 + d2 = 112 + 400 = 512 мм.

где T0 = 23,5 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a = 423 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 423 + 0.5×3,142 x (112 + 400) + (400 — 112) 24×423 =

1699,269 мм.