125687 (Редуктор двухступенчатый соосный)

Исходные данные для проектирования

Выходная мощность Р_вых = 1,1 кВт; число оборотов выходного вала n_вых = 35; режим работы – тяжелый; срок службы привода – 3 года (рабочих дней – 300, одна смена длится 8 часов, число смен работы – 3); передаточное число редуктора U_р = 14; первая ступень редуктора – прямозубая; разработать рабочий чертеж большего шкива клиноременной передачи.

1. Выбор электродвигателя (ЭД) и расчет основных параметров для всех ступеней передачи

1) Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной передачи и редуктора. Ее значение определяем по потребной мощности:

где Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р_вых – требуемая мощность на выходном валу привода, кВт

_общ – общий КПД привода,

где ₁₂, ₃₄, ₅₆ – КПД первой, второй и третьей ступени привода соответственно.

В соответствии с рекомендациями с. 3 [1] принимаем:

₁₂ = 0,96

₃₄ = ₅₆ = 0,98

Тогда:

кВт

По табл. 1.1 (с. 4, [1]) принимаем асинхронный короткозамкнутый обдуваемый двигатель 4А80В4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, мощностью Р_дв = 1,5 кВт и асинхронной частотой 1415 об/мин.

2) Передаточное число привода определяется из выражения:

где n_дв – асинхронная частота вращения вала ЭД, об/мин

n_вых – заданная частота вращения выходного вала привода, об/мин.

Тогда:

Передаточное число клиноременной передачи:

3) Общее передаточное число редуктора определяется из выражения:

где U_Б – передаточное число первой (быстроходной) ступени редуктора,

U_Т – передаточное число второй (тихоходной) ступени редуктора.

По рекомендациям табл. 1.4 (с. 8, [1]) принимаем:

Принимаем U_Т = 3,5.

Тогда:

Тогда:

– разбивка произведена точно.

4) Определяем расчетные параметры для ступеней привода.

Расчетная мощность на валах привода определяется по формулам:

Р_I = Р_дв; Р_II = Р_I12; Р_III = Р_II34; Р_IV = Р_III56

где Р_дв – мощность на валу электродвигателя, кВт;

₁₂, ₃₄, ₅₆, – КПД соответствующих ступеней привода.

Частота вращения валов привода определяется из соотношений:

n_I = n_дв; ; ;

где n_дв – асинхронная частота вращения вала привода, об/мин;

n _{I – IV} – частоты вращения соответствующих валов привода, об/мин.

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

, Нм,

где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;

n – частота вращения вала, об/мин.

Все расчеты по вышеприведенным формулам сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

Номер вала	КПД ступени привода		Мощность на валу Р, кВт	Передаточное число U		Частота вращения вала, об/мин	Крутящий момент на валу, Нм
I	0,96	-	1,5	2,89	-	1415	10,1
II		0,98	1,44		4	490	28,1
III	0,98		1,41	3,5		122,5	110
IV		-	1,38		-	35	376,5

2. Расчет зубчатых передач редукторов

2.1 Расчет тихоходной ступени редуктора

Расчет зубчатых передач нашего редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень.

Суммарное время работы привода в часах определяется по формуле:

где L_год – срок службы привода, лет;

С – число смен работы привода;

300 – количество рабочих дней в году;

8 – число рабочих часов за одну смену.

Тогда:

ч.

Выбор термической обработки заготовок

По табл. 2.2 (с. 10, [1]) выбираем материал для изготовления зубчатых колес – сталь 12ХН3А. Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев > НВ 350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Выбираем термообработку – улучшение + цементация + закалка. Твердость поверхности HRC 56…63, сердцевины НВ 300…400.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1. Средние значения твердостей зубьев:

1. Предельные характеристики материалов:

_В = 1000 МПа, _Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

1. Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

_ОН – длительный предел контактной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 20010⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N₁ = 6021600122,5 = 158,810⁶ циклов

Для колеса: N₂ = 602160035 = 45,410⁶ циклов

Таким образом,

циклов

циклов

Так как N_НЕ1 < N_НО и N_НЕ2 < N_НО, то:

МПа

МПа

В качестве принимаем меньшее из и , т.е.  = 1330 МПа.

Предельное допускаемое напряжение определим по формуле:

МПа

Условие < выполняется.

1. Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

_ОF – длительный предел изгибной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни: циклов

Для колеса: циклов

Так как N_FЕ1 > 410⁶ циклов и N_FЕ2 > 410⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 410⁶ циклов.

Тогда:

МПа

Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:

• коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость  = 1,75;

• коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость  = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1. Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:

, мм

Здесь: Т₂ – номинальный вращающий момент на валу колеса, Нм;

U – передаточное число;

К_Н – коэффициент расчета на контактную выносливость;

_ba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, _ba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);

– допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.

Тогда:

мм

По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем а_w = 100 мм.

1. Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса: мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₁ = 45 мм.

1. Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

1. Суммарное число зубьев:

1. Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 22

колеса = 100 – 22 = 78

1. Определяем фактическое значение передаточного числа:

Ошибка: % = 1,4% < 4%, что допустимо.

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1. Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

МПа < МПа

1. Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

МПа < МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1. Диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Проверка: мм – равенство выполняется.

1. Диаметры окружностей вершин:

мм

мм

1. Диаметры окружностей впадин:

мм

мм

Силы, действующие в зацеплении

1. Окружная сила:

Н

2. Радиальная сила:

Н

2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора

Выбор термической обработки заготовок

Для уменьшения сортамента материала, применяемого при изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1. Средние значения твердостей зубьев:

(см. выше)

1. Предельные характеристики материалов:

_В = 1000 МПа, _Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

1. Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

_ОН – длительный предел контактной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 20010⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N₁ = 6021600490 = 63510⁶ циклов

Для колеса: N₂ = 6021600122,5 = 158,810⁶ циклов

Таким образом,

циклов

циклов

Так как N_НЕ1 > N_НО, то и N_НЕ1 = N_НО = 20010⁶, и тогда:

МПа

МПа

В качестве принимаем меньшее из и , т.е.  = 1330 МПа.

МПа.

Условие < выполняется.

1. Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

_ОF – длительный предел изгибной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни: циклов

Для колеса: циклов

Так как N_FЕ1 > 410⁶ циклов и N_FЕ2 > 410⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 410⁶ циклов.

Тогда:

МПа

Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

1. Определяем коэффициент ширины быстроходной ступени по формуле:

где U – передаточное число быстроходной ступени, U = 4;

а_w – межосевое расстояние, полученное при расчете тихоходной ступени, а_w = 100 мм;

К_Н – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость. По рекомендациям на с. 21 ([1]), К_Н = 1,75;

Т₂ – крутящий момент на валу шестерни быстроходной ступени, Т₂ = 110 Нм.

Подставляя значения в формулу, получаем:

Принимаем _ba = 0,2 (см. рекомендации с. 26, [1]).

Коэффициент нагрузки на изгибную выносливость принимаем по рекомендациям на с. 24 ([1]) К_F = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1. Межосевое расстояние получаем из расчета тихоходной ступени редуктора:

а_w = 100 мм.

1. Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса: мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₂ = 20 мм.

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 20 + 2 = 22 мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

1. Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

1. Суммарное число зубьев:

1. Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 20

колеса = 100 – 20 = 80

1. Определяем фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1. Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

МПа < МПа

1. Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

МПа < МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1. Диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Проверка: мм – равенство выполняется.

1. Диаметры окружностей вершин:

мм

мм

1. Диаметры окружностей впадин:

мм

мм

Силы, действующие в зацеплении

1. Окружная сила:

Н

1. Радиальная сила:

Н

3. Проектирование ременной передачи

Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении.

Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных. Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем.

3.1 Расчет ременной передачи

1. Выбираем сечение ремня.

По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см. табл. 1, [2]): W_р = 11 мм, W = 13 мм, Т₀ = 8 мм, площадью сечения А = 81 мм², масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива d_min = 90 мм.

1. Определяем диаметры шкивов.

С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d₁ > d_min. Из стандартного ряда ближайшее большее значение d₁ = 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива:

где – коэффициент скольжения, = 0,01;

U – передаточное число клиноременной передачи, U = 2,89 (см. раздел 1 КП).

Тогда:

мм

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения. Тогда: d₂ = 280 мм.

Уточняем передаточное число клиноременной передачи:

Отличие от заданного передаточного числа:

% = 2,1% < 5%, что допустимо.

3) Межосевое расстояние ременной передачи:

мм

мм

Принимаем промежуточное стандартное значение а = 300 мм.

4) Определяем расчетную длину ремня:

мм

Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): L_р = 1250 мм.

5) Уточняем межосевое расстояние:

где мм

мм

Тогда:

мм

Принимаем а^уточн = 315 мм.

6) Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. на 0,03315 = 9,5 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. на 0,055315 = 17,3 мм).

7) Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива:

8) Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата С = 0,91 (табл. 6, с. 22, [2]); длины ремня С_L = 0,96 (табл. 8, с. 23, [2], L_р = 1250 мм); режима работы С_р = 1,6 (табл. 10, с. 24, [2], режим тяжелый, число смен работы – три); числа ремней С_z = 0,95 (табл. 4, с. 20, [2], приняв ориентировочно z = 2…3).

По табл. 7 (с. 22, [2]) находим номинальную мощность Р₀ = 1,494 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной L_р = 2240 мм, при d₁ = 100 мм, U_уточн = 2,83 и n₁ = 1415 об/мин.

Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем:

кВт.

Определяем число ремней:

Принимаем число ремней z = 2.

9) Окружная скорость ремней:

м/с

10) Начальное натяжение каждой ветви одного ремня:

Н

где = 0,105 – коэффициент центробежных сил (табл. 11, с. 24, [2]).

11) Силы, действующие на валы и опоры:

Н

12) Средний рабочий ресурс принятых ремней:

ч

где Т_ср = 2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2–89);

К₁ = 0,5 – коэффициент для тяжелого режима работы;

К₂ = 1 – коэффициент климатических условий.

13) Суммарное число ремней z, необходимое на весь срок службы привода L_пр = 21 600 ч:

шт.

14) По результатам расчетов принят:

Ремень А – 1250 Ш ГОСТ 1284.1–80 – ГОСТ 1284.3–80.

3.2 Конструирование шкива

В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый (больший) шкив.

Эскиз шкива приведен на рис. 2.