Цилиндрические редукторы

Введение

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные и т.д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Редуктор - это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.

Цилиндрический редуктор - очень надежен, имеет немалый ресурс эксплуатационной мощности, используется для обеспечений крупной машины с высокими оборотами.

Цилиндрические редукторы используются для передачи крутящего момента, мощности, энергии вращения.

Устанавливаются в сельскохозяйственных машинах и в промышленных станках. Их конструкция очень разнообразна. Главной их заслугой является то, что они имеют высокий КПД.

Цилиндрические редукторы имеют довольно низкую температуру работы, что разрешает передавать энергию напрямую от источника к накопителю. Естественно у них есть и недочеты.

Среди них отсутствие эффекта самоторможения требует больше времени, для полной остановки вращающегося редуктора, либо же использование специального ролика для торможения вращения шестерен, что уменьшает ресурс оборудования.

Такие редукторы работают достаточно шумно, в помещении, где используются несколько станков с цилиндрическими редукторами, рекомендуется работать с наушниками.

1. Выбор электродвигателя

Рисунок 1- Кинематическая схема привода

Исходные данные

 = 12кН

Скорость движения цепи V = 0,72 м/с

= 80мм

= 11

Срок службы 3 года

1.1 Определение мощности электродвигателя

По исходным данным определяют потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе (кВт )

,

= 0.86 кВт.

Затем определяют требуемую мощность электродвигателя

,

.

где

1.2 Определение частоты вращения

Частоты вращения приводного вала (об/мин)

,

об/мин.

где - диаметр тяговых звездочек.

=/sin()

=80/0,3420=230 мм,

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

=…,

 об/мин.

где  …  передаточные числа кинематических пар изделия.

Таблица 1- Тип передачи и КПД отдельных звеньев кинематической цепи

Выбрал электродвигатель: 90В8/700 асинхронная частота вращения= 700 об/мин.

заготовка зубчатый цилиндрический вал

2. Кинематические расчеты

Определяют общее передаточное число привода

,

 об/мин.

Определяем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

Передаточные числа  быстроходной и  тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.

,

где передаточное число тихоходной ступеней редуктора, .

.

,

где - передаточное число быстроходной ступени.

=4/1,9=2,1.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

=,

где  - передаточное число цепной передачи, расположенной между редуктором и приводным валом,=1,5.

об/мин

=

=58*4=432об/мин

2.1 Определение вращающих моментов на валах

Момент на приводном валу ()

=/2,

где  - окружная сила, Н, на тяговых звездочках; -делительный диаметр тяговых звездочек, м.

.

Момент на тихоходном валу редуктора ().

=/(),

.

Момент на быстроходном валу редуктора ()

=/(),

где - КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

3. Расчеты передач

3.1 Выбор материла и определение допускаемых напряжений

После определения вращающих моментов на валах выполняют основные проектные расчеты передач.

Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе, передаточное число u, схема передачи, срок работы , ч, характер производства-единичный, мелкосерийный, крупносерийный.

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по табл. 3.

Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритам передачи применяют следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О):стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Т.О. колеса - улучшение, 235... 262 НВ. Т.О. шестерни - улучшение, 269...302 НВ;- стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса улучшение, 269...302 НВ. Т.О. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, 45...56 HRC;- стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок; 40Х, 40Хн, 35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса и шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, 45...56 HRC.- Стали , одинаковые для колеса и шестерни марок: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХНЗА,25ХГНМ. Т.О. колеса и шестерни одинаковые - улучшение, цементация и закалка, 56...63HRC.

Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые контактные напряжения и тем меньше размеры передачи.

Выбираю марку стали 45, термообработка улучшения.

Таблица 3 - Марка сталей и термообработка

3.2 Допускаемые напряжения

Определяют допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колесаH2 и F2и шестерни H1 и F1

Предварительно определяют среднюю твердость колес

=(),

=

Таблица 4 - Твердость HRC переводят в твердость НВ:

Базовые числа циклов нагружений:

при расчете на контактную прочность

,

Действительные числа циклов перемены напряжений:

Для колеса

,

.

где - частота вращения колеса, об/мин;

-время работы передачи,

u-передаточное число ступени.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

,

При Т.О. улучшение ; при Т.О. закладка ; при

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб

=,

m-показатель степени в уравнении кривой усталости; m=6 при Т.О. улучшение и m=9 при Т.О. закладка.

При Т.О. улучшение =2,08; при Т.О. закладка =1,63; при N

.

Значения HO и FO, соответствующие базовым числам и , принимают по табл 4.

Таблица 4 - Значения контактного напряжения и изгиба

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю по формулам

H=.

HO=,

HO  Н/мм2.

,

F=

FO=,

 Н/мм2.

Результаты вычислений округляют до целого числа.

При I, II, IV вариантах термообработки, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу вместоHподставляют меньшее из H1и H2.

4. Расчеты цилиндрических зубчатых передач

4.1 Межосевое расстояние

Предварительно определяю коэффициент межосевого расстояния , для колес-прямозубых , косозубых и шевронных

Коэффициент ширины  принимают в зависимости от положения колес относительно опор:

При симметричном расположении………..…………… 0,315…0,4

При несимметричном расположении …………………. 0,25…0,315

При консольном расположении одного или обоих колес. 0,2…0,25

Для передач внутреннего зацепления…………………… 0,315…0,4

Для шевронных передач…………………………………….. 0,4…0,5

Для коробок передач………………………………………… 0,1…0,2

Меньшие значения  принимают для передач с твердостью зубьев колеса HRC.

Значения принимают из ряда стандартных 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5.

Коэффициент ширины

,

где =0,4.

.

Знак плюс для передач внешнего зацепления. При твердости зубьев колеса HB коэффициент концентрации нагрузки

,

.

При Т.О. колес по I и II вариантам и скорости колеса м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент .

Индекс схемы S выбирают из табл. 5.

Таблица 5- Расположение шестерни относительно опор

Межосевое расстояние (мм)

 =9100мм.

.

Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из табл. 19.1.

4.2 Предварительные основные размеры колеса

делительный диаметр

.

Ширина (мм)

,

=0,4.

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до целого числа.

Для быстроходной ступени соосного двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины

,

где индекс Б относится к быстроходной ступени соосной зубчатой передачи. Ширина колеса быстроходной ступени.

,

.

4.3 Модуль передачи

Сначала принимают коэффициент модуля  для колес: прямозубых-6,8; косозубых-5,8; шевронных-5,2.

Предварительно модуль передачи

 ,

=1,1.

Допускаемое напряжение подставляют меньшее из  и .

Значение модуля передачи (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

-й ряд- 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10.

-й ряд- 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9.

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

Значение модуля передачи мм.

4.4 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев: косозубых колес

.

.

Суммарное число зубьев

,

.

4.5 Числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

.

Число зубьев колеса: внешнего зацепления

.

4.6 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передачного числа.

,

,

.

4.7 Размеры колес

Делительные диаметры: шестерни

.

колеса внешнего зацепления

.

.

Точность расчета до третьего знака после запятой.

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев  шестерни

=.

Колеса внешнего зацепления

,

.

Ширину шестерни (мм) принимают по соотношению

где

При …………. до 30 св. 30 св. 50 св. 80

до 50 до 80 до 100

............... ..... 1,1 1,8 1,06 1,05

Полученное значение округляют до целого числа.

4.8 Пригодность заготовок колес

Что бы получить при Т.О. принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Значения ,  (мм) вычисляют. Для цилиндрической шестерни

6 мм,

.

для сплошного колеса с выточками:

,

=20мм.

,

,

; ;

Предельные значения и  приведены в табл. 3.

При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или вид термической обработки.

4.9 Силы в зацеплении (Н)

Окружная

,

.

Радиальная

,

где .

Осевая

,

4.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Предварительно определяю степень точности значения коэффициентов.

Степень точности передач принимаю по табл. 6 в зависимости от окружной скорости колеса (м/c).

,

..

Для прямозубых колес коэффициент .

Таблица 6 - Степень точности передач

Для колес с углом  принимают

Степень точности…………. 6 7 8 9

…………………………. 0,72 0,81 0,91 1,0

Степень точности 9

Коэффициент вычисляют по формуле

.

Коэффициент ширины:

,

.

При твердости зубьев колеса HB коэффициент

При вариантах Т.О колес I и II и скорости колеса  зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент:

,

Значение коэффициента  принимают: для прямозубых колес при твердости зубьев HB-1,2; для косозубых колес при твердости зубьев HB-1,2; HB-1,1.

Коэффициент формы зуба  принимают по

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

,

.

,

.

Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых

,

4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Предварительно определяют значения коэффициентов.

распределения нагрузки между зубьями. Его принимают для колес прямозубых-1,0, косозубых и шевронных-1,1.-коэффициент концентрации нагрузки определяют по формуле. -коэффициент динамической нагрузки. Его принимают:

Для прямозубых колес при твердости зубьев HB-1,2; HB-1,1; для косозубых колес и шевронных колес твердости зубьев HB-1,05.

Расчетное контактное напряжение косозубых и шевронных колес

,

=513,6.

5. Эскизное проектирование

После определения межосевых расстояний, диаметров и ширины колес и размеров червяков приступают к разработке конструкции редуктора, коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, составляют эскизную компоновку деталей передач.

5.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов

Диметры различных участков тихоходного и быстроходного валов одноступенчатых цилиндрический и червячных редукторов определяют по формулам.

5.1.1 Размеры тихоходного вала

-я ступень вала под элемент полумуфты

,

,

.

2-я ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

,

.

где значение высоты буртика

.

3-я ступень под колесо

.

.

где ориентировочные величины координаты фаски подшипника,5

.

4-я ступень под подшипник

5.1.2 Размеры быстроходного вала

-я ступень вала под элемент открытой передачи

,

2-я ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

.

где значение высоты буртика.

3-я ступень под колесо

,

где ориентировочные величины координаты фаски подшипника,5.

.

4-я ступень подподшипник

,

=16

5.2 Определение размеров колеса и шестерни

Размеры колеса

Элемент колеса обод:

Диаметр ,

Толщина ,

Ширина =

Ступица

Диаметр внутренний

Диаметр наружный 

Толщина  мм.

Длина

Диск

Толщина

Радиусы закруглений и уклон , ,

Отверстия

Размеры шестерни

Элемент колеса обод:

Диаметр ,

Ширина мм.

Ступица

Диаметр внутренний

Диаметр наружный

Толщина мм.

Длина

Диск

Толщина ,  мм.

Радиусы закруглений и уклон ,

Отверстия

Примечания: На торцах зубьев выполняют фаски размером , снимают параллельно оси отверстия колеса. Колеса конструируются со ступицей, выступающей за торец диска со стороны большого конуса.

Литература

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П Детали машин курсовое проектирование 1990.

Анурьев В.Н. Справочник конструктора машиностроителя Т 1,2,3. М., 1980.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Расчет допусков размеров. М., 1981.

Детали машин. Атлас. Под ред. Решетова Д.Н. М., «Машиностроение» 1968.

Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов М., 1984.

Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. М., 1987.

Решетов Д.Н. Детали машин. М., 1989.

Дружинин Н.С., Цыблов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М., 1975.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. , Варламова Л.П. Допуски и посадки. Основание выбора. М., 1984.

Шейнблит А.Е Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов.М.: Высш. Шк., 1991. 432 с.