2.5 Эскизное проектирование редуктора

Исходные данные для проектирования:

• Т_= Т_вх = 196,5 Нм; Т₂ = Т_вых = 415,9 Нм;

• Межосевое расстояние a= 130 мм;

• Делительные диаметры шестерни d₁ = 81,6 мм и колеса d₂ = 178,4 мм;

• Диаметры впадин зубьев шестерни d_f1 = 75,35 мм и колеса d_f2 = 172,15 мм;

• Диаметры вершин зубьев шестерни d_a1 = 87,6 мм и колеса d_a2 = 183,4 мм;

• Модуль m_n = 2,5 мм;

• Ширина шестерни b₁ = 56 мм и колеса b₂ = 52 мм;

• Окружная скорость передачи V = 1,6 м/с.

Дальнейшие расчеты аналогичны расчетам, приведенным в разделе 1.5.

3 Пример расчета привода с одноступенчатым цилиндрическим редуктором с муфтой Исходные данные:

снимаемая мощность, кВт Р₂ = 7,5;

угловая скорость выходного вала,с^-1 ₂ = 18,3.

Редуктор: - цилиндрический прямозубый.

3.1 Выбор электродвигателя и определение передаточного числа привода

Методика выбора электродвигателя изложена в разделе 1.1. Отличие расчетов заключаются в следующем:

а) расчет общего КПД привода нужно проводить по формуле

η₀ = η_м · η_цил · η³_пк ;

где η_м = 0,98 – КПД муфты. Остальные обозначения – см. в разделе 1.1.

η₀ = 0,98 · 0,97 · 0,99² = 0,93;

б) требуемая мощность

Р_тр= 7,5 / 0,93= 8,06 кВт.

в) требуемая частота вращения ЭД

n_тp = n₂ · U_цил,

где U_цил = 2,0…6,3 рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрической передачи;

n_тp = 175 · (2,0…6,3)=350…1103 об/мин.

г) по изложенным в разделе 1.1 требованиям можно выбрать два ЭД ([1.1], табл. 1.5):

1. 4A160S6, у которого P_дв = 11 кВт, n_дв = 975 об/мин;

2. 4A160М8, у которого P_дв = 11 кВт, n_дв = 730 об/мин;

д) далее определяем передаточное число привода для каждого двигателя:

• для 4A160S6 передаточное число привода: U₀₁ = n_дв / n₂ = 975 / 175 = 5,57;

• для 4A160М8 U₀₂ = 730 / 175 = 4,17.

Учитывая, что габариты двигателя 4А160М8 больше, чем у двигателя 4А160S6, выбираем двигатель 4А160S6. Указываем диаметр вала двигателя d_дв = 48 мм.

3.2 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора

Расчётное передаточное число редуктора

U_ред =U_цил= U₀ = 5,57.

Частоты вращения валов редуктора:

n_вх = n_дв = 975 об/мин;

n_вых = n_вх / U_цил = 975 / 5,57 = 175,04 мин^-1.

Проверим разницу между расчётной частотой вращения n_вых и заданной n₂:

 = ((n_вых - n₃) / n₃) · 100% = (175,04 – 175)/175100%=0,02%, т.е. меньше допустимых 4%.

Мощности, передаваемые валами:

Р_вх = P_тр · _м = 8,06  0,98 = 7,9 кВт;

Р_вых = Р_вх · _цил · _пк = 7,9  0,97  0,99 = 7,6 кВт.

P₂ = P_вых · _пк = 7,6  0,99 = 7,5 кВт,

что соответствует исходным данным.

Вращающие моменты на валах:

Т_вх = 9550 · Р_вх / n_вх = 9550 · 7,9 / 975 = 77,4 H·м;

T_вых = 9550 · Р_вых / n_вых = 9550 · 7,6 / 175,04 = 414,6 Н·м.

3.3 Расчет цилиндрической ступени редуктора

Расчет цилиндрической прямозубой ступени редуктора изложен в разделе 1.4, а цилиндрической косозубой ступени изложен в разделе 2.4.

3.4 Эскизное проектирование редуктора

Расчет изложен в разделе 1.5. Отличие заключается в определении размеров выходного участка быстроходного вала.

При заданных исходных данных

d_В1=мм.

Так как в задании предусмотрено согласование входного вала редуктора с валом электродвигателя с помощью муфты, то необходимо выбрать d_В1 и l_В1 в соответствии с размерами полумуфты.

Известно, что вращающий момент на быстроходном валу редуктора T₁ = 77,4 Нм, диаметр вала электродвигателя d_дв = 48мм.

В качестве соединительной муфты выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 (таблица 10.1 [1.1]).

Поскольку эта муфта допускает сочетание полумуфт разных типов и исполнений, то выбираем цилиндрическую форму входного конца быстроходного вала редуктора.

Определяем расчетный момент T_р = k T₁ ,где k – коэффициент режима работы. При спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах k = 1,1…1,4 [1.2]. Тогда

Т_р = 1,25  77,4 = 96,75 Нм.

Рассчитанным данным соответствует муфта упругая втулочно-пальцевая 710-45-I.1-48-I.1 ГОСТ 21424-75. При этом значение расчетного момента значительно меньше величины номинального вращающего момента 710 Нм, который может передавать муфта. Это обеспечит ее работу с запасом прочности. Чтобы чрезмерно не увеличивать размеры и вес быстроходного вала редуктора, примем диаметр его входного конца минимально возможным, т.е. увеличим его предварительное значение с d_В1=26 мм до d_В1=45мм. По таблице 10.1 [1.1] примем длину входного участка быстроходного вала (для исполнения 1) l_В1=110 мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника

d_П1 = d_В1+2t_цил,

где t_цил = 4,0 мм (табл. 8.3 [1.1]).

d_П1=45+24,0=53 мм

Значение d_П1 округляем до числа, кратного 5: d_П1=55мм.

Диаметр буртика подшипника

d_БП1= d_П1 + 3r = 55 + 3  3 = 64мм

(величина r=3 мм взята из табл. 8.3 [1.1]); принимаем d_БП1= 65 мм (табл. 1.1 [1.1]).

Длина посадочного участка вала под подшипник со стороны входного конца:

ℓ_П1 1,4  d_П1 = 1,4  55 = 77 мм.

По таблице 1.1 [1.1] округляем ℓ_П1 до 80 мм.

Остальные расчеты продолжаем по методике раздела 1.5.