Проектирование редуктора (123887)

Посмотреть архив целиком

Введение


Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, в судостроении и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый привод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом, сравнительно чистом помещении, снабженным подводом переменного трехфазного тока. Привод предполагается нагружать кратковременно-повторно с умеренными нагрузками.

Данный механизм представляет собой одноступенчатый редуктор состоящий из червяка и неподвижно закрепленного на валу червячного колеса. Движение вращения передается на редуктор от электродвигателя через гибкую связь представляющую собой клиноременную передачу. На выходном валу редуктора жестко крепится компенсирующая муфта. Предполагаемый привод и электродвигатель необходимо неподвижно закрепить на плите.

Тип производства данного изделия – серийное.


1. Выбор электродвигателя и его кинематический расчёт


В настоящее время в машиностроении применяют двигатели постоянного и переменного тока. Поскольку двигатели постоянного тока нуждаются в источниках питания, дающих постоянный ток, или в преобразователях переменного тока в постоянный (т. к. общая сеть питается обычно переменным током), а так же имеют ряд других недостатков, исходя из которых они распространены значительно меньше, чем двигатели переменного тока. Поэтому выбираю двигатель переменного тока: трёхфазный, асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, который не имеет скользящих контактов и непосредственно (без дополнительных устройств) включается в сеть.


1.1 Выбор электродвигателя


Исходные данные: Потребляемую мощность привода Рпр = 2 кВт

Частота вращения привода nпр = 24 об/мин.

Срок службы привода t = 8000 час

Тогда требуемая мощность электродвигателя: P = Рпр / пр,

где пр – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.


пр = рем.* черв. * муф.


где рем. – КПД ременной передачи, черв. – КПД червячной передачи, муф – КПД муфты.

пр = 0,95*0,8*0,98 = 0,74

P = 2/0,74 =2,7 кВт.

Электродвигатель должен иметь мощность РР

Рекомендуемые передаточные числа:

Для ременной передачи U = 2…4

Для червячной передачи U = 16…50

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:


n = nUU=24 (2…4) (16…50)=768…4800 об/мин


По таблице ГОСТ 19523 – 74 выбираем электродвигатель АИР112МА6:

Р = 3 кВт; n= 950 об/мин


1.2 Кинематические расчеты


Общее передаточное число привода: U= n/n= 950/24 = 39,58

Примем передаточное число редуктора U= 18, тогда U= U/U= 39,58/18 = 2,2

Частота вращения выходного вала редуктора: n= n =24 об/мин

Частота вращения входного вала: n= nU = 2418 = 432 об/мин

Крутящий момент на приводном валу:


T = T = (9550P)/n= (95502)/24 = 795,83 (Н  м).


Крутящий момент на входном валу редуктора:


Т= Т/(U) = 795,83/(180,8) = 55,3 (Н  м).


Крутящий момент на ведущем шкиве ременной передачи (на валу электродвигателя):


Т= Т/(U) = 55,3/(2,20,95) = 27 (Н  м).


С другой стороны:

Т= (9550Р)/(n

U

) = (9550)/(2439,580,74) = 27 (Н  м).




2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений


2.1 Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении


Исходные данные: производство – среднесерийное; срок службы – t=8000 ч; n= 24 об/мин.

V= 0,4510nU= 0,45102418= 1,8 м/с.


2.2 Определение допускаемых напряжений


По табл. 2.10 [1, c. 36] примем материал для венца червячного колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль = 195 Н/мм; = 490 Н/мм. Материал червяка – сталь марки 40Х, закалка витков архимедова червяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48…53 HRC. Для материалов группы 2 при закаленных витках червяка (H > 45HRC) исходное допускаемое напряжение []= 300 Н/мм.

Допускаемое контактное напряжение:

[]= [] – 25V= 300 – 251,8 = 255 Н/мм


Общее число циклов нагружения:


N = 60nt(10,7+0,60,3) = 60248000(0,7+0,04) = 0,8510


Коэффициент долговечности:


K= = = = 0,79


Исходное допускаемое напряжение изгиба для материала группы 2 венца червячного колеса:


[]= 0,25+ 0,08= 0,25195+0,08490 = 87,95 Н/мм


Допускаемое напряжение изгиба:


[]= K[]= 0,7987,95 = 69,48 Н/мм




3. Расчет червячной передачи


3.1 Межосевое расстояние червячной передачи


a610= 610= 6100,245 = 149,45 мм


– коэффициент нагрузки; при неравномерной 1,2…1,3)

Округяем до стандартного числа: a = 150 мм.


3.2 Подбор основных параметров передачи


Число витков Z червяка назначают в зависимости от передаточного числа U: U… от 8 до 14 от 14 до 30 от 30

Z… 4 2 1

Принимаем Z= 2. Число зубьев колеса: Z= ZU= 218 = 36

Фактическое передаточное число: U= Z/Z = 36/2 = 18

Предварительные значения:

Модуль передачи:

m = (1,4…1,7) a/Z =(1,4…1,7) 150/36 = 5,83…7.08 мм

Принимаем стандартное значение модуля (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) m =6,3 мм

Коэффициент диаметра червяка:


q = 2a/mZ = 2150/6,3 – 36 = 11,62


Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) q = 12,5

Коэффициент смещения:


x = a/m – 0,5 (Z+ q) = 150/6,3 – 0,5 (36+12,5) = – 0,44, что удовлетворяет требованию: -1x1


4.3 Геометрические размеры червяка и колеса


Диаметр делительный червяка:


d = qm = 12,56,3 = 78,75 мм


Диаметр начальный червяка:


d = m (q + 2x) = 6,3 (12,5 – 20,44) = 73,2 мм


Диаметр окружности вершин витков:


d = d + 2m = 78,75 + 26,3 = 91,35 мм


Диаметр окружности впадин:


d = d – 2,4m = 78,75 – 2,46,3 = 63,63 мм


Длина нарезанной части червяка:


b = (10 + 5,5|x| + Z) m = (10 + 5,5|-0,44| + 2) 6,3 = 90,85 мм


Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1 [1, с. 481]), принимаем b= 90 мм

Диаметр делительный колеса:


d = Zm = 366,3 = 226,8 мм


Диаметр окружности вершин зубьев:


d = d + 2m (1 + x) = 226,8 + 26,3 (1 – 0,44) = 233,86 мм


Диаметр окружности впадин:


d = d – 2m (1,2 – x) = 226,8 – 26,3 [1,2 – (-0,44)] = 206,14 мм


Диаметр колеса наибольший:


d d + 6m/(Z+ 2) = 233,86 + 66,3/(2+2) = 243,3 мм


Округлим до стандартного числа d= 240 мм

Ширина венца:


b = a = 0,355150 = 53,25 мм

( = 0,355, при Z= 1 или 2)


Примем стандартное число b= 53 мм.


3.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.


Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка:


V= nm (q + 2x)/60000 = 3,144326,311,62/60000 = 1,66 м/с


Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:


= arctg [Z/(q + 2x)] = arctg 0,172 = 945


Скорость скольжения в зацеплении:


V= V/cos= 1,66/0,987 = 1,68 м/с


Уточним значение допускаемого контактного напряжения:


[] = []– 25 V = 300 – 251,68 = 258 Н/мм


Окружная скорость (м/с) на колесе:


V= dn/60000 = 3,14226,824/60000 = 0,258 м/с


Коэффициент нагрузки К = 1 при V 3 м/с

Тогда расчетное контактное напряжение:


== 220 Н/мм, что находится в допустимом диапазоне ( = (0,8…1,1)[])


4.5 Коэффициент полезного действия


1) Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.

2) Для червячных передач:


= tg/tg(+),

где – КПД редуктора; – приведенный угол трения.

находим из табл. 2.12 [1, с. 40]

При скорости скольжения V= 1,68 м/с; = 242, тогда:

= tg 945/tg 1227= 0,1718/0,2208 = 0,778


3.6 Силы в зацеплении


Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:


F= F= 2T/d= 2795,8310/226,8 = 7018 H


Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:


F= F= 2T/(dU) = 2795,8310/(73,2180,778) = 1553 H


Радиальная сила:


F= Ftg/cos= 7018tg 20/cos 945= 7018 0,364/0,987 = 2588 H (= 20стандартный угол профиля зуба)


3.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба


Коэффициент нагрузки К = 1,0 (V< 3 м/с)

Эквивалентное число зубьев червячного колеса:


Z= Z/cos= 36/cos945

= 36/0,987= 37,4


По табл. 2.13 [1, с. 41] коэффициент Y= 1,6

Расчетное напряжение изгиба:

= = = 23,5 Н/мм, что значит меньше допускаемого []= 69,48 Н/мм


3.8 Тепловой расчет передачи


Мощность на червяке:


Случайные файлы

Файл
187129.rtf
лаба4.doc
129276.rtf
172288.doc
ref-17537.doc




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.