Редуктор

Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Вступ

Редуктор - це механізм, який служить для зниження кутових швидкостей і збільшення передаваємих обертових моментів. Редуктор - це механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, укладених в окремий закритий корпус. Служить для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини.

Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з ведучим.

Редуктор складається з корпусу, в якому містяться елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д.

Редуктор проектують або для приводу певної машини, або по заданому навантаженні і передаточному числу без зазначення конкретного призначення. Циліндричні колеса , в яких зуби розміщені по гвинтових лініях на ділильному циліндрі , називають косозубими. На відміну від прямозубої в косозубій передачі зуби входять в зачеплення не зразу по всій довжині, а поступово. Збільшується час контакту однієї пари зубів, протягом якого входять нові пари зубів, навантаження передається по великій кількості контактних ліній , що значно знижує шум та динамічні навантаження.

Рис. 1



Рис. 2

Чим більший кут нахилу лінії зуба , тим вища плавність зачеплення. У пари спряжених косозубих коліс з зовнішнім зачепленням кути рівні , але протилежні за направленням.

Якщо до коліс не пред?явлено спеціальних вимог, то колеса нарізають правими, а шестерні - лівими.

В косозубого колеса відстань між зубами можно виміряти в торцовому або круговому та нормальному напрямках. В першому випадку одержуємо коловий крок, в другому - нормальний крок. Різними в цих направленнях будуть модулі та зачеплення.

Нормальний модуль m повинен відповідати стандарту і бути вихідною величиною при геометричних розрахунках.

Розділовий та початковий діаметри

D = d щ = m юz = mz /cosв

Нахил зуба одержують поворотом інструменту на кут в, профіль косого зуба в нормальному січенні відповідає вихідному контуру інструментальної рейки і, відповідно, співпадає з профілем прямого зуба модуля m.

Еквівалентне колесо. Профіль косого зуба в нормальному січенні А- А відповідає вихідному контуру інструментальної рейки, тому співпадає з профілем прямозубого колеса. Розрахунок косозубих коліс проводять, використовуючи параметри еквівалентного прямозубого колеса.

Профіль зуба в цьому січенні майже співпадає з профілем умовного прямозубого колеса, яке називається еквівалентним.

Сили в зачепленні. При визначенні направлення сил враховують направлення руху коліс і направлення нахилу зуба (праве або ліве).

Осьова сила додатково навантажує підшипники. Присутність в зачепленні осьових сил є недоліком косозубої передачі.



Вибір електродвигуна. Кінематичний розрахунок

Початкові дані: P2 =3,8 кВт

n2 = 230 об/хв

Визначаємо ККД електродвигуна:

(1)

де ККД електродвигуна;

ККД пари циліндричних зубчастих;

коефіцієнт, який враховує втрати пари підшипників кочення;

ККД відкритої цепної передачі;

ККД який враховує втрати на опорах приводного валу.

Визначення потрібної потужності двигуна:

редуктор вал муфта шестерня

(2)

де потужність на виході редуктора, кВт.

Знайдемо вхідну частоту обертання:



З формули 3 виведемо формулу 4:

(3)

(4)

де вхідна частота обертання;

передаточне відношення,приймаємо u=і = 2,5;

вихідна частота обертання.

На підставі всіх знайдених величин вибираємо електродвигун:

Потужність, кВт	Синхронна частота обертання, об/хв
4	750
	типорозмір	s, %
	138S8	4,1	1,8

Визначаємо номінальну частоту обертів двигуна:

(5)

Кутова швидкість двигуна:

(6)

Кутова швидкість вихідного валу:



(7)

Обертальний момент на валу шестерні:

(8)

Н*мм

Обертальний момент на валу колеса:

(9)

Кінематична схема наведена в додатку 6.

Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Визначаємо допустиму контактну напругу:

(10)

де границя контактної витривалості при базовому числі циклів, визначається як 2*HB+70, при цьому твердість сталі = 230, = 200; коефіцієнт довговічності, його ми приймаємо ;

коефіцієнт безпеки, приймаємо .



Для шестерні:

Для колеса:

Тоді допустима контактна напруга:

) (11)

Умова виконана. Знаходимо міжосьову відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубів:

(12)

де коефіцієнт, який для косозубої передачі ; коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця, за таблицею 3.1 приймаємо ; коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані, для косозубої передачі приймаємо .



За ГОСТ 2185-66 приймаємо найближче значення

Приймаємо нормальний модуль зачеплення в таких межах

приймаємо .

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців і визначаємо кількість зубців шестерні:

(13)

Розраховуємо кількість зубців колеса:

(14)

Визначаємо уточнене значення кута нахилу зубців:

(15)

Тоді кут 13°.

Визначаємо основні розміри шестерні і колеса:

Ділильні діаметри:

(16)



Перевірка:

Діаметри вершин зубів:

(17)

,

,

Ширина колеса:

Ширина шестерні::

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

(18)

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі:

(19)

Знаходимо коефіцієнт навантаження:



(20)

де коефіцієнт, який ми приймаємо за таблицею 3.5 при твердості та несиметричному розташуванні коліс вибираємо ;

коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами, по таблиці 3.4 при до 10 м/с і 8- му ступені точності , приймаємо ;

динамічний коефіцієнт, який для косозубих коліс при до 5 м/с і 8- му ступені точності по таблиці 3.6 .

Перевіряємо контактні напруги за формулою:

(21)

Знаходимо сили діючі в зачепленні:

Окружна: (22)

Радіальна: (23)



Осьова: (24)

Перевіряємо зубці на витривалість по напругам згину:

(25)

де коефіцієнт навантаження, визначається за формулою , за таблицею 3.7 при і несиметричному розташуванню коліс , за таблицею 3.8 при 8-му ступені точності, твердості та окружній швидкості від 3 приймаємо , тоді ;

коефіцієнт, який враховує форму зуба, коли тоді , а для , ;

коефіцієнт, який введено для компенсації похибки, визначається за формулою (26);

коефіцієнт який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами, визначається за формулою (27).

(26)

;

(27)

де коефіцієнт осьового перекриття;

ступінь точності, при .

Допустима контактна напруга:

(28)

де за таблицею 3.9 для сталі 45 покращеної при твердості НВ350

, тоді для шестерні ; для колеса

;

коефіцієнт безпеки, , де за таблицею 3.9 , , тоді . Таким чином допустимі напруги:

Для шестерні: ;

Для колеса: ;

Знаходимо відношення: :

Для шестерні: ;

Для колеса: ;

Перевіряємо міцність зубів коліс:



Умова міцності виконана.

Попередній розрахунок валів редуктора

(27)

де допустима напруга при крученні, для сталі 45 приймаємо .

- для муфти

- для ремінної пе...