Редуктор цилиндрический двухступенчатый в tflex

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].