• RU
  • icon На проверке: 6
Меню

Редуктор цилиндрический двухступенчатый в tflex

  • Добавлен: 03.06.2014
  • Размер: 244 KB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Чертежи - деталировка 5 чертежей + редуктор и спецификация. Записка - Кинематический расчет, расчет тихоходной ступени редуктора. Расчет быстроходной ступени редуктора. Расчет подшипников качения для тихоходного вала редуктора. Расчет цепной передачи.
Чертежи в формате программы t-flex!

Состав проекта

icon
icon
icon вал1.grs
icon вал2.grs
icon крышка1.grs
icon крышка2.grs
icon Пояснительная записка.doc
icon редуктор.grs
icon Спецификация1.grs
icon шестерня1.grs

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Пояснительная записка.doc

Редуктором называют 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 ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато – червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические коническо – цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.).
Кинематический расчет
1 Мощность на выходе вала привода электродвигателя
где Рвых - мощность на выходе;
Ft – окружное усилие на двух звездочках;
– скорость цепей транспортера.
Рвых = 6*05 = 3 кВт.
2 Общий КПД привода
где общ - общий КПД привода;
м - КПД соединительной муфты;
кон - КПД конической ступени;
цил - КПД цилиндрической ступени;
ц - КПД пары подшипников.
общ = 0982 · 0974 *0994 = 0815
3 Потребная мощность электродвигателя
Рэ.потр. = Рвых общ
Рэ.потр. =3 0815 = 368 кВт.
4 После этого по таблице 24.8 [1 с 373] подбираю электродвигатель с мощностью Р (кВт) и частотой вращения ротора n ( обмин) ближайшим к полученным ранее Рэ.потр. : 4А-132S8720
5 Частота вращения вала звездочки
где Dзв. - диаметр звездочки
nзв = 60 05 314 018 = 53 обмин .
6 Общее передаточное отношение привода и передаточное отношение ступеней привода
следовательно Uред= Uобщ =72053=1358
Передаточные числа Uб быстроходной и тихоходной Uт ступеней двуступенчатых редукторов определяются по соотношениям приведенным в таблице 1.3 [1 с 7]
Передаточное число тихоходной ступени редуктора
Передаточное число быстроходной ступени редуктора
7Определим частоту вращения и угловую скорость валов привода
Частота вращения и угловая скорость быстроходного вала
n1 = nэл.дв. = 720 обмин .
= дв= nэл.дв30=314 72030=7536 1с
Частота вращения промежуточного вала
n2 = n1 Uб = 720 424 = 1698
= n230=314 169830=1777с
Частота вращения тихоходного вала
n3 = n2 Uт = 1698 32 =5306 обмин
= n330=314 530630=555с
8 Крутящий момент на валах привода
Т1 = Рдв дв= Рдв 1 = 4000 7536 = 5307 Нм;
Т2 = Т1 * Uб = 5307 ·424 = 3195 Нм ;
Т3 = Т2 ·Uт = 3195·32=7506 Нм ;
Расчет тихоходной ступени редуктора
1. Выбор твердости термообработки и материала.
Термообработка колеса – улучшение твердость HB 235; термообработка шестерни - улучшение и закалка ТВЧ твердость HRC 45 50. Марка стали шестерни и колеса Ст 40Х.
2 Определение межосевого расстояния.
где Ка – коэффициент для косозубых колес Ка=4300
Uб - передаточное число на быстроходном валу
КН - коэффициент концентрации нагрузки
ТНЕ2 - эквивалентный момент на колесе
а- коэффициент зависящий от положения колес относительно опор при косольном расположении а= 025
[]Н2 - допускаемое контактное напряжение колеса.
Коэффициент использования
Срок службы – 5 лет.
Коэффициент режима нагружения
где Х - коэффициент режима нагрузки;
Т - наибольший из числа длительно действующих моментов номинальный;
tΣ - время работы передачи.
Х = 1*025+05*055=0525
Коэффициент ширины колеса относительно диаметра шестерни
d = 0504 (32 + 1) = 084 .
Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес с переменной нагрузкой
КН = КºН( 1 – Х ) + Х ≥105
КН = 105 ( 1 – 0525 ) + 0525 ≥105
Коэффициент долговечности
Где - коэффициент эквивалентности
- коэффициент циклов учитывающий различие циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач
- базовое число циклов нагружений.
Время работы передачи tΣ =5365240306=7884
Число циклов нагружения
Коэффициент эквивалентности
46≤1 условие выполняется.
Эквивалентный момент на колесе
ТНЕ2 = КНд Т2 =064610224=66079 Нм .
Подставляем все найденные значения в формулу межосевого расстояния
Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону (из конструкторских соображений) до числа кратного пяти. Принимаем межосевое расстояние
3 Предварительные основные размеры колеса.
d2 = 2 аU ( U ± 1 )
d2 = 2 016 32 ( 32 + 1 ) = 032 м = 320 мм .
b2т = 1048 016 = 0064 м = 65мм .
т ≥ 2 Кm ТFE2 d2 b2 []F
где Кm - коэффициент для косозубых колес Кm=58;
[]F -допускаемое напряжение изгиба для колеса []F=390МПа;
ТFE2 -эквивалентный момент на колесе .
где КFд - коэффициент долговечности.
где - базовое число циклов;
m - степень при закалке m=9;
- коэффициент эквивалентности.
Коэффициент эквивалентности
≤1 условие выполняется.
ТFE2 = 1 10224 =10224 .
Подставляем найденные значения в формулу
т ≥ 2 58 10224 016 0065 (390 106 ) = 15 мм .
6 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
min =arcsin ( 3.5mb2)=arcsin(35·1565)=64°
Суммарное число зубьев
zΣ = 2 а cos min т = 2 160 cos64 15 = 212
Действительное значение угла наклона
= arccos (zΣ т 2 а ) = arccos (212 15 2 160 ) = 15 .
7 Число зубьев шестерни и колеса
z1 = zΣ ( U ± 1 ) ≥ z1min
гдеz1min - минимальное число зубьев
z1 = 212 ( 32 + 1 ) = 50 .
Число зубьев 2-го колеса
z2 = zΣ - z1 = 212 – 50 =162 .
8 Фактическое передаточное число
Uф = z2 z1 = 16250 =324
Отклонение передаточного числа от заданного меньше 4%.
Делительный диаметр шестерни
d1 = z1 т cos = 50 15 cos15 = 7547 мм .
Делительный диаметр колеса
d2 = 2 а - d1 = 2 160 – 7547 = 24453 мм .
Диаметры окружностей вершин зубьев
dа1 = d1 + 2 ( 1 + х1 – у ) т ;
dа2 = d2 + 2 ( 1 + х2 – у ) т
где у – коэффициент воспринимаемого смещения ( у = -067 ) .
dа1 = 7547 + 2 (1 +067) 15 = 7748 мм
dа2 = 24453 + 2 (1+067 ) 15 =24654 мм .
Диаметры окружностей впадин зубьев
df1 = d1 - 2 ( 125 - х1 ) т = 7547 – 2 * 125 * 15 = 7172 мм
df2 = d2 - 2 ( 125 – х2 ) т = 24453 - 2 *125*15 = 24654 мм .
10 Силы в зацеплении
Ft = 2 Т3 d2 = 2 10224 0216 = 9466 Н .
Fr = Ft tg α cos = 9466* 0364 09 = 3828 H .
Fа = Ft tg = 9466* 085 = 8046 Н .
11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Окружная скорость колеса
= 314 032 01698 60 = 0002 мс .
По табл. 2.5 [1 стр 14] принимаем степень точности 9.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепившимися парами зубьев в соответствии со степенью точности КFα = 1 .
Начальный коэффициент потенциальной нагрузки по табл. 2.6 стр. 15[1]
Коэффициент концентрации нагрузки
Коэффициент динамической нагрузки по табл. 2.7 стр. 15[1]
Коэффициент учитывающий наклон зубьев
Y = 1 – ( 162 140 ) = 089 .
Коэффициент формы зуба по табл 2.8 стр 16 [1]
Эквивалентная окружная сила
где КFД - коэффициент долговечности .
12. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
гдедля косозубых колес.
Расчет быстроходной ступени редуктора
а- коэффициент зависящий от положения колес относительно опор при косольном расположении а= 04
d = 0504 (4.24 + 1) = 1.048 .
КН = 19 ( 1 – 0525 ) + 0525 ≥105
49≤1 условие выполняется.
ТНЕ2 = КНд Т2 =1303.2=303.2 Нм .
d2 = 2 0125 4.24 ( 4.24 + 1 ) = 02029 м = 202.29 мм .
b2т = 0.4 *0125 = 0050 м = 50мм .
[]F -допускаемое напряжение изгиба для колеса []F=309МПа;
ТFE2 = 1 3195 =4293 .
т ≥ 2 58 4293 020229 0050 (390 106 )2= 15 мм .
min =arcsin ( 3.5mb2)=arcsin(35·1550)=602°
zΣ = 2 а cos min т = 2 125 cos81 15 = 167
= arccos (zΣ т 2 а ) = arccos (167 15 2 125 ) = 81 .
z1 = 167 ( 424 + 1 ) = 31 .
z2 = zΣ - z1 = 167 – 31 =136 .
Uф = z2 z1 = 13631 =432
d1 = z1 т cos = 31 15 cos81 = 46969 мм .
d2 = 2 а - d1 = 2 125 – 46969 = 203031 мм .
где у – коэффициент воспринимаемого смещения ( у = 017 ) .
dа1 = 46969 + 2 (1 -017) 15 = 49459 мм
dа2 = 203031 + 2 (1-017 ) 15 =205521 мм .
df1 = d1 - 2 ( 125 - х1 ) т = 46969 – 2 * 125 * 15 = 43219 мм
df2 = d2 - 2 ( 125 – х2 ) т = 203031 - 2 *125*15 = 199281 мм .
Ft = 2 Т2 d2 = 2 3195 020229 = 31588 Н .
Fr = Ft tg α cos = 31588 0364 09 = 1277 H .
Fа = Ft tg = 31588 085 = 26849 Н .
= 314 020229 005306 60 = 00005 мс .
Y = 1 – ( 81 140 ) = 094 .
Расчет подшипников качения для тихоходного вала редуктора
1 Подобрать подшипники качении дли опор выходного вала цилиндрического зубчатого редуктора общего назначения (рис. 1). Частота вращения вала n = 5306 обмин. Требуемая долговечность подшипников L10h12000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала d = 65 мм. Максимальные длительно действующие силы Fr1MAX = 3828 H Fr2MAX = 3828 H Fa= 0 Н. Режим нагружения — II:Ке = 063.
Находим эквивалентные нагрузки:
Fr1= Ке * Fr1MAX = 06З 3828 = 241164 Н
Fr2= Ке * Fr2MAX = 06З 3828 = 241164 Н
2 Предварительно принимаем шариковые радиальные подшипники средней серии 313. Схема установки подшипников — враспор.
3Для этих подшипников из табл. 24 10 находим что Сr = 727000 Н Сor=56700 H..
4Так как подшипники радиальные то осевые составляющие S = 0. Из условия равновесия вала Fa1=Fa2=Fa=0
5Отношение FaC0r=156700=0000017. Из табл. 7.1 выписываем X=056 Y = 2.3 е = 019.
6.Отношение F a (VFr) =1 3828 = 000026 что больше е = 0207 X u Y оставляем прежними
7Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Принимаем Kt= 1 (температура работы подшипника меньше 100°С) Кб= 12 (см. табл. 7.3 п. 3).
Pe=1*3828*1*12 = 45936 Н.
8 Требуемая динамическая грузоподъемность
9.Так как Стр:Сr (15443.5727000) то предварительно принятый подшипник подходит
Если суждение о пригодности подшипники выносят из сопоставления требуемой и базовой долговечностей то расчет пи п 1 6 остаётся без изменений. В п. 7 определяют базовую долговечность выбранного шарикового радиального подшипника Средней серии 313;
Так как базовая долговечность больше требуемой (49712>12000) то подшипник пригоден.
Расчет цепной передачи
Вращающий момент на ведущей звездочке
Передаточное число передаточные числа : редуктора цепной передачи .
Числа зубьев ведущей звездочки ведомой звездочки
Расчетный коэффициент нагрузки
Где - Динамический коэффициент учитывающий характер нагрузки при спокойной нагрузке 1;
- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния при а=(30-60)t = 1;
- учитывает влияние угла наклона линии центров =1;
-учитывает способ регулирования натяжения цепи =125 при периодическом регулировании натяжения цепи;
-1 при капельной смазки;
-учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе =1.
Определяем шаг однорядной цепи
Допускаемое давление условие выполнено.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжения
что> по таб.5.16[2стр87].

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 13 часов 44 минуты
up Наверх