Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание кинематической схемы (кинематическая схема, назначение привода, описание узлов привода)

Более совершенной конструкцией является редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью (рисунок 1.1). В такой конструкции реакции подшипников для каждого вала либо одинаковы по величине (для редукторов с прямозубыми колесами), либо отличаются незначительно для косозубых редукторов. Более нагруженная тихоходная ступень может быть выполнена с весьма широкими колесами, так как за счет симметричного ее расположения относительно подшипников существенно уменьшается концентрация нагрузки вдоль зубьев от изгиба валов. Это особенно важно для зубчатых колес, имеющих большую твердость. Для равномерного распределения мощности между параллельными раздвоенными ступенями применяют косозубые колеса с противоположным наклоном зубьев. При этом одновременно удается также компенсировать противоположно направленные осевые нагрузки. Поэтому угол наклона зубьев в быстроходных ступенях можно увеличить до , что позволяет более полно реализовать преимущества косозубых передач. Равномерное разделение нагрузки между параллельными передачами раздвоенной ступени может быть реализовано только в том случае, если опоры быстроходного вала будут выполнены «плавающими» (т.е. допускающими некоторые осевые смещения вала), а опоры промежуточного и тихоходного валов - фиксирующими (т.е. не допускающими осевые смещения валов). В качестве «плавающих» опор быстроходного вала применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами без буртов на одном из колец. В редукторе с раздвоенной быстроходной ступенью тихоходная ступень может быть как прямозубой, так и косозубой с углом наклона зубьев .



Рисунок 1.1



2. Энергокинематический расчёт

Исходные данные:

Вращающий момент на валу привода Нм:

Тприв.=1450 (Нм)

Мощность на валу привода:

Рприв.= Тприв. * щприв. = 4857,5 (Вт)

Угловая скорость вала привода в с-1:

щприв. = р* = 3.35 (с-1)

Определение общего коэффициента полезного действия привода [1, табл.1.1].

зприв = зрем · зцил · зцил · зм · зподш ;

где зрем = 0,94…0,96 - коэффициент полезного действия КПД ременной передачи;

зцил = 0,96…0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

зкон = 0,95…0,97 - КПД зубчатой конической передачи;

зчерв = 0,7…0,9 - КПД червячной передачи, для предварительного расчёта зчерв = 0,8;

зцеп = 0,92…0,95 - КПД цепной передачи;

зм = 0,98 - КПД соединительной муфты;

зподш = 0,99 - КПД подшипников качения (одна пара);

Для конического редуктора с круговыми зубьями:

зприв = зрем · зцил · зцил · зм · зподш = 0,95 · 0,96 · 0,96 · 0,98 · 0,994 = 0,823

Определение потребной мощности электродвигателя в кВт

По каталогу выбираем электродвигатель серии АИР ТУ16-525,564-84 основного исполнения с номинальной мощностью P = 5,5 кВт и частотой вращения n = 1423 мин-1

Определение передаточных чисел ступеней привода

Общее передаточное число привода

Примем для открытой гибкой ременной или цепной передачи uгиб = 2…3, uгиб ? 2

тогда

Передаточное число тихоходной передачи:

uт/x= = 0,88 = 4,16

Стандартное uт/x = 4:

Передаточное число быстроходной передачи передачи:

uб/x = / uт/x=22,375/4= 5,59

Стандартное uб/x =5,6

Передаточное число редуктора uред = uб/x * uт/x = 4*5,6= 22,4

Тогда

Уточним передаточное число открытой гибкой передачи

Определение частот вращения валов привода в мин-1

nэл.дв = 1432

n1= = 1432/1,998 = 716,717 мин-1

n2 =716,717 /5,6= 127,38 мин-1

n3 = = 32 мин-1

nприв = n3 = 32 мин-1

Определение мощностей на валах привода в кВт

Рэл.д = кВт

Р4 = Рвых/(зм· зподш2) = /(0.98*0,992)= 4,864 (кВт)

Р3 = Р4/(зцил * зподш) = 4,864/(0,98*0,99)= 5,01 (кВт)

Р2 = Р3 /(зцил* зподш) = 5,01/(0,98*0,99)= 5,16 (кВт)

Рприв = Р2/зрем =5,16/0,95 = 5,43 (кВт)

Определение величины крутящих моментов на валах привода в Н·м

редуктор привод передача

Ті =

Tэл/дв = = Н·м

Т1 = Н·м

Т2 = Н·м

Т3 = Н·м (т.к передача раздвоенная)

Тприв = Н·м

Рассчитанные данные сводим в таблицу

Таблица 1.1 - Таблица нагрузок валов

Вал	n, мин-1	Р, кВт	Т, Н·м
1 - Вал эл/дв	1432	5,7
2 - Входной редуктора	716,717	5,43
3 - Промежуточный вал	127,38	5,16
4 - Выходной редуктора	32	5,01
5 - Вал привода	32	4,864

Рисунок 1.2 - Электродвигатель серии АИР основного исполнения

Таблица 1.2 - Основные технические данные электродвигателя серии АИР ТУ 16-525,564-84

Мощность P, кВт	Тип двигателя	Частота вращения, мин-1
5,5	112М4	1500	2,2

Таблица 1.3 - Габаритные, установочные и присоединительные размеры электродвигателя серии АИР, ТУ 16-525,564-84

Тип двига-теля	Число полю-сов	Исполнение
		ІМ1081
		d1	l1	l30	b1	h1	d30	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
112М	8	32	80	435	10	8	246	140	70	12	190	112	12	285



3. Расчёты передач

3.1 Результаты расчёта быстроходной цилиндрической косозубой передачи редуктора в программе (MathCAD)

Исходные данные:

Крутящий момент на валу колеса Т2, Н·м 386,830

Частота вращения вала колеса n2, мин-1 127,38

Требуемое передаточное число u 5,6

Ресурс работы передачи Lh,час 23476,801

Режим нагружения средний норм.

Коэффициент ширины зубчатого венца шba 0.4

Результаты расчёта

Материал колёс	Шестерня	Колесо
	Сталь 40ХН	Сталь 40Х
Механические характеристики	Предел текучести ут, МПа	650	600
	Твёрдость зубьев Н, HВ	300	250

Межосевое расстояние передачи 180 aw, мм

Модуль 2.5 m, мм

Угол наклона зуба 25 в, град

Окружная скорость 2.3 Vr, м/с

Степень точности передачи 8

Основные и геометрические параметры	Шестерня	Колесо
Число зубьев z	20	111
Коэффициент смещения исходного контура x	0	0
Начальный диаметр dw, мм	55	305
Диаметр окружности вершин da, мм	60	310
Диаметр окружности впадин df, мм	49	299
Ширина зубчатых венцов bw, мм	71	71



Силы в зацеплении

Окружная сила Ft1 = 2.536*103H

Осевая сила Fa1 = Fa2 = 1.158*103H

Радиальная сила Fr1 = Fr2 = 1.015*103 H

-на контактную прочность

ун = 383.817 МПа

-на изгибную прочность

уF = 257.353 МПа

3.2 Результаты расчёта тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора в программе (MathCAD)

Исходные данные:

Крутящий момент на валу колеса Т2, Н·м 720.741

Частота вращения вала колеса n2, мин-1 32

Требуемое передаточное число u 4

Ресурс работы передачи Lh,час 23476,801

Режим нагружения средний

Коэффициент ширины зубчатого венца шba 0.4

Результаты расчёта

Материал колёс	Шестерня	Колесо
	Сталь 40Х	Сталь 45
Механические характеристики	Предел текучести ут, МПа	28,5	24,8
	Твёрдость зубьев Н, HRC	700	590

Межосевое расстояние передачи 250 aw, мм

Модуль 3 m, мм

Угол наклона зуба 22.5 в, град

Окружная скорость 0.8 Vr, м/с

Степень точности передачи 9

Основные и геометрические параметры	Шестерня	Колесо
Число зубьев z	31	123
Коэффициент смещения исходного контура x	0	0
Начальный диаметр dw, мм	100.5	400
Диаметр окружности вершин da, мм	106.6	405.4
Диаметр окружности впадин df, мм	92.2	381.9
Ширина зубчатых венцов bw, мм	105	102

Силы в зацеплении

Окружная сила Ft1 = 7.219*103 H

Осевая сила Fa1 = Fa2 = 2.988*103H

Радиальная сила Fr1 = Fr2 = 2.844*103 H

-на контактную прочность

ун = 398.66 МПа

-на изгибную прочность

уF = 133.824 МПа

3.3 Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные:

Передаваемая мощность (эл/дв) P1, кВт 5.5

Передаточное число u (гибкой) 2

Частота вращения вала ведущего шкива (эл/дв) n1, мин-1 1432

Выбираем сечение клинового ремня - Б - нормального сечения с высотой ремня h =10,5 мм и длиной ремня = 2240 мм (Таблица 1, рисунок 1).

Минимальный допустимый размер малого шкива d1 min = 125 мм (Таблица 1). Для увеличения долговечности ремня увеличиваем диаметр малого шкива до d1 = 140 мм, тогда диаметр ведомого шкива в мм

(мм);

где ? = 0,01…0,02 - коэффициент скольжения. Принимаем: d2 = 280 мм.

3. Фактическое передаточное число

Отклонение Дu от заданного u

Условие: Дu = 0,9% ? [Дu] = 4%.

4. Ориентировочное межосевое расстояние в мм, где h - высота сечения ремня в мм

(мм);

(мм).

5. Уточняем ориентировочное значение межосевого расстояния в мм в зависимости от величины передаточного числа (Таблица 2):

при u = 2,06: отношение тогда (мм).

6. Расчётная длина ремня в мм (мм). Стандартное значение длины ремня = 1400 мм (Таблица 3).

7. Уточняем межосевое расстояние в мм

(мм).

8. Угол обхвата ремнём ведущего шкива в град.

Условие: б1 = 158,04° > [б1] = 120°.

9. Скорость ремня в м/с

Условие: = 10.497 м/с < [] = 20 м/с.

10. Частота пробегов ремня н, c-1

Условие: н = 7.498 с-1 < [н] = 30 с-1

11. Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, в кВт

где [P0] = 1,8 кВт - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнём (Таблица 4);

Cб = 0,94 - коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве (Таблица 5);

CV = 1,04 - 0,0004·V2 - коэффициент влияния натяжения от центробежной силы; Cv = 1,04 - 0,0004·(5,2)2 = 1,04 - 0,010816 = 1,029

Cи = 1 - коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту (Таблица 6);

- коэффициент влияния отношения расчётной длины ремня к базовой (Таблица 7):

тогда = 0,89

Cp = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки (Таблица 8);

12. Количество клиновых ремней Принимаем z = 3. (Cz = 1.33 - Таблица 9).

13. Сила предварительного натяжения одного ремня в Н

(Н).

14. Сила давления на вал в Н

(H).

15. Ширина шкивов B в мм (Таблица 10).

,

где z - количество клиновых ремней;

e - расстояние между осями канавок;

- расстояние между осью крайней канавки и торцом шкива.

(мм)

Рисунок 3.1



4. Расчёт и конструирование деталей редуктора и привода

4.1 Ориентировочный расчёт и конструирование валов

1.Ориентировочный расчёт валов выполняется как проектный на стадии разработки компоновочного чертежа из условия работы вала на кручение и служит для определения минимального диаметра вала d, мм;

- для входного конца вала

d1 ? (7…8)= = (7…8) · 4,167 = 29,168…33,345 (мм)

d2 ? (5…6) = (6…7) · 7,287= 43,722…51,009 (мм)

d3 ? (5…6) = (5…6) · 8,966= 56,48…67,78 (мм)

Принимаем по ГОСТ 6636-69: d1 = 36 мм; d2 = 52 мм; d3 = 70 мм.

2.Диаметр вала под подшипником в мм

dП ? d + 2t, где t - величина заплечика вала, мм

- для входного вала: dП1 ? d1 +2t1 = 36 + 2·2 = 40 мм;

- для промежуточного вала: dП2 ? d2 +2t2 = 52 + 2·3,5 = 59 мм;

- для выходного вала: dП3 ? d3 + 2t3 = 70+ 2·3,5 = 77 мм.

Значения диаметров округляем до значений, заканчивающихся на 0 или 5.

Принимаем: dП1 = 40 мм; dП1 = 60 мм; dП3 = 75 мм.

3.Диаметр вала после подшипников в мм

dБП ? dП + 3r,

где r - координата фаски подшипника, мм;

- для входного вала: dБП1 ? dП1 + 3r1 = 42 + 3·1,5 = 46,5мм;

- для промежуточного вала: dБП2 ? dП2 + 3r2 = 60 + 3·2,5 = 67,5мм;

- для выходного вала: dБП3 ? dП3 + 3r3 = 75 + 3·3 = 84 мм.

Округляем вычисленные значения диаметров в большую сторону до стандартных:

- для входного вала: dБП1 = 45 мм;

- для промежуточного вала: dБП2 =70 мм.

- для выходного вала: dБП3 =80 мм.

4. Диаметр входного вала под колесом в мм

dК > dП1 + (1…4) = 45 + 2 = 47 мм

Диаметр входного вала после колеса в мм

dБК > dК + 3f = 47 + 3·2 = 53 мм

Принимаем dБК = 55мм

Диаметр промежуточного вала под колесом в мм

dК > dП3 + (1…4) = 70 + 2 = 72 мм

Диаметр промежуточного вала после колеса в мм

dБК > dК + 3f = 72 + 3·2 = 78 мм

Принимаем dБК = 75 мм

Диаметр выходного вала под колесом в мм

dК > dП3 + (1…4) = 80 + 2 = 82 мм

Диаметр выходного вала после колеса в мм

dБК > dК + 3f = 82 + 3·2 = 88 мм

Принимаем dБК = 85 мм

Вывод: проектным расчётом вала на кручение определены предварительные значения диаметров различных участков валов редуктора. Данные сведены в таблицу.

Вал	d (мм)	dП (мм)	dБП (мм)	dК (мм)	dБК (мм)
Входной	32	40	48	-	-
Выходной	40	50	60	52	60



4.2 Расчёт элементов корпуса

Корпус выполняем литьём из чугуна.

1. Толщина стенки корпуса двуступенчатого редуктора (цилиндрического)

д = ? 6 мм

д = = 9 (мм)

Принимаем д = 9.1 мм

2. Толщина стенки крышки

д1 = = 0,9 · 9.1 = 8.1 (мм)

Принимаем д1 = 8.1 мм

3. Толщина фланца корпуса

h = 1,5 · д = 1,5 · 9 = 13,5 (мм)

Принимаем h = 13,5 мм

4. Толщина фланца крышки

h1 = 1,5 · д1 = 1,5 · 7,5 = 21,4 (мм)

Принимаем h1 = 21.4 мм

5. Толщина лапы редуктора

h3 = 2.35 · д = 2.35 ·9.1 = 16,4 (мм)

Принимаем h3 = 16,5 мм

6. Зазор между торцом колёс и стенкой

S = = = 11.146 (мм)

Принимаем S = 11.2 мм

Диаметры болтов редуктора

7. Диаметры фундаментных болтов

dфунд = 16 (мм)

Принимаем М16

8. Диаметры болтов у подшипников

dу подш = 0,75 · dфунд = 0,75 · 20 =15 (мм)

Принимаем М16 х 4

9. Диаметры болтов фланца

dфл = 0,6 · dфунд = 0,6 · 16 =9.6 (мм)

Принимаем М9

10. Диаметры штифтов

dшт = (0,7…0,8) · dфл = 0,8 · 12 = 6,3 (мм)

Принимаем dшт = 6 мм

4.3 Компоновочный чертёж редуктора

Для предотвращения задевания зубчатых колес за стенки корпуса и крышки, назначаю радиальный и осевой зазор х = 10 мм; Расстояние между дном корпуса и выступами колеса 2-й ступени y = 20 мм.

Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса и крышки по длине M и ширине L.

Ширина корпуса внутри

L

Расстояние между опорами валов



где В =14 мм; -предварительно назначенная ширина подшипников. l=277+14= 291мм.

Рисунок. 4.1 - Эскизная компоновка двухступенчатого редуктора



5. Проверочные расчёты

5.1 Проверочный расчёт валов на статическую прочность и на сопротивление усталости (подбор подшипников)

Подготовка исходных данных к расчету валов по программе VAL.EXE кинематическая схема редуктора

Рисунок 5.1

Кинематическая схема цилиндрического двухступенчатого редуктора по развернутой схеме с силами в зацеплениях быстроходной (Б) и тихоходной (Т) передач на ведущих (1) и ведомых (2) звеньях, а также на ведомом шкиве (2Р) от действия ременной передачи.

Данных к расчету вала по программе VAL.EXE (Быстроходный вал)

Момент инерции вала

I=125663,7

Коэффициентом перегрузки (по каталогу = 2.2)



Начальные диаметры () шестерни = 55

Консольной нагрузки нет

Угол между направлением консольной силы и оси X 270 град

Характеристики материала вала МПа

, , , ,

Расстояния от начала координат до выбранных сечений вала (l1 = 0)

Рисунок 5.2

Расстояние между торцом подшипника и расчетной точкой опоры

,

параметров для расчетных сечений вала (сечение 4)

-для вала-шестерни,

- для вала-шестерни,

- 55 начальный диаметр, мм ;

параметров для расчетных сечений вала (сечение 3)

-для вала-шестерни,

- для вала-шестерни,

- 40 начальный диаметр, мм ;

параметров для расчетных сечений вала (сечение 5) берем те же что и для сечения 4

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для шлицевых и резьбовых участков валов 1,7

Отношения коэффициентов

шероховатость поверхности 1.6

шероховатость посадочной поверхности под внутреннее кольцо подшипника 1.6

шероховатость посадочной поверхности под внутреннее кольцо подшипника 1.6

Закалка ТВЧ 1.3

=1

Силы на звене

окружная

осевая

радиальная

Сила на консоли



Рисунок 5.3

Расчет промежуточного вала (КОМПАС)

Нагрузки на валу:

Окружная

Осевая

Радиальная

Окружная сила Ft3 = -7.219*103 H

Осевая сила Fa3 = 2.988*103H

Радиальная сила Fr3 =-2.844*103 H

Характеристики материала вала МПа

, , , ,

Расчет

Рисунок 5.4



Рисунок 5.5

Данных к расчету вала по программе VAL.EXE (Тихоходный вал)

Момент инерции вала

I=2502630,5



Коэффициентом перегрузки (по каталогу = 2.2)

Начальные диаметры () шестерни = 100.5

Консольная нагрузка (муфта) =1920

Характеристики материала вала МПа

, , , ,

Расстояния от начала координат до выбранных сечений вала (l1 = 0)

Рисунок 5.6

Расстояние между торцом подшипника и расчетной точкой опоры

,

параметров для расчетных сечений вала (сечение 2)

-для вала-шестерни,

- для вала-шестерни,

- 100.5 начальный диаметр, мм ;

параметров для расчетных сечений вала (сечение 3)

-для вала-шестерни,

- для вала-шестерни,

- 70 начальный диаметр, мм;

параметров для расчетных сечений вала (сечение 5) берем те же что и для сечения 2

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для шлицевых и резьбовых участков валов 1,7

Отношения коэффициентов

шероховатость поверхности 1.6

шероховатость посадочной поверхности под внутреннее кольцо подшипника 1.6

шероховатость посадочной поверхности под внутреннее кольцо подшипника 1.6

Закалка ТВЧ 1.3

=1.3

.3

Силы на звене

окружная

осевая

радиальная

Сила на консоли

Рисунок 5.7

5.2 Проверочный расчёт шпонок и шлицевых соединений

Размеры поперечного сечения шпонки b и h мм, а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 назначают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Номинальную длину l шпонки выбирают из стандартного ряда в соответствии с длиной ступицы (шириной), сидящей на валу детали. т.к. срез стандартной шпонки проблематичен, выбранные размеры проверяют расчетом на смятие.

где T - крутящий момент на рассматриваемом валу Н мм;

z - число шпонок в рассматриваемом месте;

lР = l - b,

l - рабочая длина шпонки.(l - номинальная ее длина)

При стальной ступице и спокойной нагрузке [] = 150 МПа.

Рис. 5.8 - К проверочному расчету шпонок

6. Подбор муфты для выходного вала

Для соединения концов выходного вала и вала рабочей машины применим муфту зубчатую, компенсирующую незначительное смещение осей соединяемых валов в результате боковых зазоров между втулками и бочкообразной формы зубьев втулки.

Конкретный типоразмер муфты выбираем в зависимости от величины расчётного крутящего момента Tp и диаметра соединяемых валов.

Tp = k · Tном ? T,

где k - коэффициент запаса, выбираемый в зависимости от вида

привода

Tном - крутящий момент на валу, Н·м, Tном = 360 Н·м;

T - максимальный допускаемый крутящий момент, передаваемый муфтой.

Tp = 1,5 · = 1081 H·м.

Основные параметры выбранной муфты МЗ - 1 ГОСТ 5006-55

T = 710 H·м; Зубья: число z = 30;

d = 40 мм; модуль m = 2,5 мм;

L = 115 мм; ширина b = 12 мм.

A = 49 мм;

? = 12 мм;

Определим окружную силу , передаваемую муфтой

H,

где dm = m·z - диаметр начальной окружности муфты в мм;

dm = 2,5·30 = 75 мм.

Определим консольную силу Fk - неуравновешенную составляющую окружной силы Ftм

Fk = 0,2 Ftм = 0,2 · 9600 = 1920 Н.

Вывод: по расчётному крутящему моменту Tp = 540 H·м и диаметру валов d = 40 мм подобрали муфту МЗ - 1 с максимальным допускаемым крутящим моментом T = 710 H·м

Рисунок 6.1



7. Выбор способа и типа смазки и определение объёма масляной ванны редуктора

В редукторах общего назначения обычно применяют картерную систему смазки.

Глубина корпуса

Назначаю Н=225

Уровень масла

Внутренние размеры корпуса в плане

M = 772 мм = 77 см; L = 185,25 мм = 18 см (из 6).

Требуемый объем масла по условиям компоновки

V =;

Марку масла выбирают по кинематической вязкости, которую, в свою очередь, назначают по окружной скорости 1-й ступени.

При v1 = 1 м/с назначаю масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479 [9, c. 35]. В редуктор залить 18,23 л масла И-Г-А-68 ГОСТ 17479.

8. Конструирование рамы

Сварные фундаментные рамы (Рисунок 8.1) изготавливают из элементов, вырезанных из плоского проката (листов) и профильного проката (швеллеров, уголков, двутавров и т.п.).

Сварные фундаментные рамы чаще всего изготовляются из швеллеров, одного, в крайнем случае, двух номеров, которые обычно устанавливаются так, чтобы их полки были обращены наружу. Такое расположение швеллеров более удобно при монтаже на раме узлов привода.

Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещают платики в виде узких полос или отдельных прямоугольников.

Рисунок 8.1

Ширину и длину платиков на раме принимают большими, чем ширина и длина опорных поверхностей электродвигателя и редуктора, на величину 2С0, где С0 ? 0,05 bэ (bр) + 1 мм.

С0 ? 0,05*45+ 1 мм =23.5 мм.

Высота рамы Н= 0.1*2500 = 250 мм.

Высота платиков h = 5...6 мм

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты (Рисунок 9.2), их расположение определяют при проектировании рамы. Диаметр и число фундаментных болтов принимают в зависимости от длины рамы

Рисунок 8.2

Фундаментный болт по ГOCT 24379.1-80

Размещено на Allbest.ru