125424 (Редуктор коническо-цилиндрический)

Редуктор коническо-цилиндрический

Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке

Кинематическая схема привода

1. электродвигатель, 2 – муфта, 3 – редуктор, 4 – муфта, 5‑исполнительное устройство, 6 – рама

Разработать:

1. Сборочный чертеж редуктора

2. Сборочный чертеж муфты

3. Сборочный чертеж привода

4. Рабочий чертеж корпусной детали

5. Рабочие чертежи детали.

Исполнительные устройства в зависимости от назначения и основных функциональных признаков работают широком диапазоне скорости и нагрузок. В качестве примеров использования ИУ можно привести: подъемный транспорт, металлургическое машиностроение, самолетостроение и др. Наиболее распространенным видом передач является зубчатая передача.

Общие сведения о редукторах

Если угловая скорость на выходе _дб меньше угловой скорости на выходе _иу, то передачу называют мультипликатором. Если _дб > _иу, то передачу называют редуктором. В связи с общей тенденцией повышения скоростей движения скоростей движения наибольшее распространение получили передачи, предназначенные для понижения угловых скоростей и соответствующего ему повышения моментов. Передаточное отношение редуктора определяется отношением угловых скоростей двигателя и ИУ.

Up = _дб / _иу

Пара сопряженных зубчатых колес в редукторе образуют ступень. Редукторы могут состоять из одной / одноступенчатые/ или нескольких / многоступенчатые/. Ступени могут быть составлены из разных колес. Выбор числа ступеней редуктора определяется передаточным отношением редуктора. Ступень редуктора, непосредственно соединенная с двигателем, называют быстроходной, а ступень, выходной вал которой соединен с ИУ – тихоходной. Параметрам ступеней присваивают индексы Б или Т. Меньшее зубчатое колесо ступени называют шестерней, большей – колесом. Параметрам шестерни присваивают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2.

Виды редукторов

• трехосный цилиндрический;

• трехосный цилиндрический;

• соосный;

• трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя

Б

В

ИУ

ИУ

М

М

4

1

2

3

5

6

Г

P_иу = P _{z z} = _зб +_зт + _м² + _пп ³ = 0,98 * 0,98 * (0,99)² = 0,975

P_иу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт

Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность P_эв более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность P_эв. Частота вращения И.У. n_иу = N₂ = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность P_эв = 3 кВт частота вращения ротора n_эв = N1 = 955 об/мин.

Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням

Рассчитываем передаточное отношение для редуктора

Up = Uб Uт = n _дв/ n_иу = 955 / 67 = 14.25

Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени

Uт = a U_p^k;

коэффициенты при _т = 0.8 соответственно a = 1,77; k = 0.298. Uт = 1.77*14.25^0.298 = 3.907

Рассчитываем передаточное отношение для быстроходной ступени.

Uб = Up/Uт = 14,25/3,907 = 3,64

Рассчитываем коэффициент рабочей ширины венца для быстроходной ступени.

_б = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64

Рассчитываем угловые скорости

₁,₂,₃. ₁=n_дв/30, ₁=100.007 рад/с,

₃ = n_иу/30 = 7,016 рад/с,

₂ =₁/_б= 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T_1б = (1000P)/ ₁ = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

Tт₁=(1000*2,96)/27,412 =107,5

Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен

Tт₁=(1000*2,96)/7,016 =419,6

№	Наименование	Размерность	Символ	Б ступень	Т ступень
1	Передаточное отношение	-	U	3.648	3.907
2	Угловая скорость шестерни	рад/с	1	100.007	100.007
3	Угловая скорость колеса	рад/с	2	27.412	27.412
4	Крутящий момент	НМ	T1	29.598	105.281
5	Коэффициенты рабочей ширины	-		0.64	0.8

Подводимая мощность

P1 = Pпотр * муф = 2,96* 0,98 = 2,9

P2 = Pпотр * муф п п = 2,96* 0,98 * 0,99 = 2,87

P3 = Pпотр * муф пп зац = 2,96* 0,98*0,99*0,97 = 2,78

Vp = 100.07/7.16 = 13.96

Vб = 100.007/27.412= 3.67

Vт = 27.412/7.16 = 3.82

Результаты выводов по кинематическим расчетам в виде диаграммы

Редукторная передача обеспечивает понижение круговых скоростей

При передаче мощности неизбежны ее потери

Вращающийся момент увеличивается

Расчет конической прямозубой передачи

Приближенное значение среднего диаметра шестерни

d_m1(DM 11) = K₁K₂*(1.1 T₁(6.5‑U))^1/3 = 13.446 *[1.1* 29,585* (6.5 – 3.648)]^1/3= 60.89 мм

K₁(COEF1) = 780/[G]^2/3_н = 780/58 = 13.446

K₂ =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (₁d_m1)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

K_H(KHB) = 1 + C_H(b_w/d_w1)^YH = 1 + 0.339 (38/60.89)^1.1 = 1.208; K_FB(KFB) = 1 + C_F(b_w/d_w1)^YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

d_m1(DM12) = K₁K₂ [(T₁K_HBK_HV [U²+1]^1/2)/(0.85_bdU)]^1/3 = 13.446 [(29,585*1.208 *1.419*[3.648*3.648 +1]^1/2)/(0.85*0.64*3.648)]^1/3 = 58.44

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b_w(BW1) = _bd d_m1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

R_e (RE1) = 0.5d_m1[(U² +1)^1/2_bd] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)^1/2 +0.64] = 129.29

Модуль m_te, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2. m_te(MOD1) = 0.025*R_e = 0.025*129.29 = 3.23. Z₁(ZET11) = (2*R_e)/[m_te(U²+1)^1/2] = 2*129.29/[3.23*(3.648*3.648 +1)^1/2] = 22.79. Z₂ (ZET21)= Z₁U = 83.91. (ZET1)= 23, (ZET2) = 84

Реальное передаточное число U_д и его отклонение от выбранного значения U. U_д (UREAL) = Z₂/Z₁ = 3.65; U (DELTU) =(U_д - U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

₂(DELT2) = arctg (Z₂/Z₁) = 74,6871

₁(DELT1) = 90 – ₂ = 15,3129

d_e1(DE1) = m_te1 Z₁ = 69,00

d_e2(DE2) = m_te2 Z₂ = 252,00

d_ae1(DAE1) = d_e1+2m_tesin(₂) = 74,79

d_ae2(DAE2) = d_e2+2m_tecos(₂) = 253,58

R_e(RE) = 0.5 (d_e1² – d_e2²)^1/2 = 160,64

d_m1(DM1) = d_e1-b_wcos(₂) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(₁ d_m1)/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g_- Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

K_H(KHB) = 1+C_H(b_w/d_w1)^YH = 1,208

K_F(KFB) = 1 + C_H(b_w/d_w1)^YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht (WHT) = (2000*T₁ K_H K_HV)/(b_wd_m1) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение н (REALH) = Z_M*Z_H* [(W_Ht [Z₁²+Z₂²]^1/2)/(0.85d_m1Z₂)]^1/2 = 275 * 1.77 * [(37.9*[23² + 84²]^1/2)/(0.85*60.89 * 84)] =431.02

Условие прочности на контактную выносливость.

н/[]_H =431.02/441.82 = 0.97 – условие прочности соблюдается

Недогрузка по контактной прочности

н(DSIGH) = (1-н/[]_H) * 100% = 2.44%

Ширина колеса b₂ и ширина шестерни b₁. b₂ = b₁ = b_w = 38

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев (выбирают в соответствии из таблицы в соответствии с коэффициентами

Z₁Z₂) У_F1(УF1) = 3.9;

У_F1(УF1) =3.6;

Z_v1(ZETV1) = Z₁/sin(₂) = 23/sin (74.688) = 23.8; Z_v2(ZETV2) = Z₂/cos(₂) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

K_FB (KFB) = 1+C_F(b_w/d_w1)^YF = 1+0.162 (38/60.89)^1.37 = 1.419; K_FV (KFV) =1 +(K_HV - 1)*(_F K_H K_H)/(_H K_F K_F) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W_Ft (WFT) = (2000 T₁ K_FB K_FV)/(b_w d_m1) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

m_tm (MODM)= d_m1/Z₁ =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

_{F1 F2}. _F1(REALF1) = (У_F1 * W_Ft)/(0.85m_te) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; _F2 (REALF2) = (У_F2 * W_Ft)/(0.85m_te) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

d_w1= 66.74; K₁(COEF1) = 13.446; K₂ =0.84

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = = 0.91 (8,9)

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактною прочность

K_H = V + = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K_HB(KHB1) = 1.059; K_HV(KHV1) = =1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

d_w1(DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b_w(BW1) = _bdd_w1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

a_w (AW1) = 0.5d_w1(U+1)=0.5*65.69 (0.64+1) = 161.17; AW = 160;

Модуль, угол наклона зубьев В и числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

m(MOD1) = 0.02a_w = 3.2; MOD = 3; 0.17; ₁(BETA1)=10.243; Z₁ (ZETE1)= =104.97; Z = 104; = =12.8384; Z₁ (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z₂(ZET2) = Z - Z₁ =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения