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 Р_пр = 2 кВт

Частота вращения привода n_пр = 24 об/мин.

Срок службы привода t = 8000 час

Тогда требуемая мощность электродвигателя: P = Р_пр / _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 Р Р

Рекомендуемые передаточные числа:

Для ременной передачи U = 2…4

Для червячной передачи U = 16…50

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

n = n U U =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 = n U = 24 18 = 432 об/мин

Крутящий момент на приводном валу:

T = T = (9550 P )/n = (9550 2)/24 = 795,83 (Н м).

Крутящий момент на входном валу редуктора:

Т = Т /(U ) = 795,83/(18 0,8) = 55,3 (Н м).

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

Т = Т /(U ) = 55,3/(2,2 0,95) = 27 (Н м).

С другой стороны:

Т = (9550 Р )/(n

U

) = (9550 )/(24 39,58 0,74) = 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 = 0,45 10 n U = 0,45 10 24 18 = 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:

[ ] = [ ] – 25 V = 300 – 25 1,8 = 255 Н/мм

Общее число циклов нагружения:

N = 60 n t (1 0,7+0,6 0,3) = 60 24 8000 (0,7+0,04) = 0,85 10

Коэффициент долговечности:

K = = = = 0,79

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

[ ] = 0,25 + 0,08 = 0,25 195+0,08 490 = 87,95 Н/мм

Допускаемое напряжение изгиба:

[ ] = K [ ] = 0,79 87,95 = 69,48 Н/мм

3. Расчет червячной передачи

3.1 Межосевое расстояние червячной передачи

a 610 = 610 = 610 0,245 = 149,45 мм

(К – 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 = Z U = 2 18 = 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 /m – Z = 2 150/6,3 – 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: -1 x 1

4.3 Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка:

d = qm = 12,5 6,3 = 78,75 мм

Диаметр начальный червяка:

d = m (q + 2x) = 6,3 (12,5 – 2 0,44) = 73,2 мм

Диаметр окружности вершин витков:

d = d + 2m = 78,75 + 2 6,3 = 91,35 мм

Диаметр окружности впадин:

d = d – 2,4m = 78,75 – 2,4 6,3 = 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 = Z m = 36 6,3 = 226,8 мм

Диаметр окружности вершин зубьев:

d = d + 2m (1 + x) = 226,8 + 2 6,3 (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 + 6 6,3/(2+2) = 243,3 мм

Округлим до стандартного числа d = 240 мм

Ширина венца:

b = a = 0,355 150 = 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 = n m (q + 2x)/60000 = 3,14 432 6,3 11,62/60000 = 1,66 м/с

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:

= arctg [Z /(q + 2x)] = arctg 0,172 = 9 45

Скорость скольжения в зацеплении:

V = V /cos = 1,66/0,987 = 1,68 м/с

Уточним значение допускаемого контактного напряжения:

[ ] = [ ] – 25 V = 300 – 25 1,68 = 258 Н/мм

Окружная скорость (м/с) на колесе:

V = d n /60000 = 3,14 226,8 24/60000 = 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; = 2 42 , тогда:

= tg 9 45 /tg 12 27 = 0,1718/0,2208 = 0,778

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F = F = 2T /d = 2 795,83 10 /226,8 = 7018 H

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F = F = 2T /(d U ) = 2 795,83 10 /(73,2 18 0,778) = 1553 H

Радиальная сила:

F = F tg /cos = 7018 tg 20 /cos 9 45 = 7018 0,364/0,987 = 2588 H ( = 20 – стандартный 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/cos 9 45

= 36/0,987 = 37,4

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