Введение В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны на период 2004 года, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии – станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем. В целях решения этой задачи необходимо совершенствовать ремонтное производство, обеспечивая надежную работу машин и оборудования во всех отраслях народного хозяйства. Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Именно в нем материализуется научно – техническая идея, создаются новые системы машин, определяющие прогресс в других отраслях экономики. Перед машиностроителями поставлена задача: резко повысить техника – экономический уровень и качество своей продукции, перейти на выпуск самых новейших машин, станков, приборов. Первоочередное развитие получают такие отрасли машиностроения, как станкостроение, электротехническая промышленность, микроэлектроника, вычислительная техника и приборостроение, вся индустрия информатики – подлинные катализаторы научно технического прогресса. Темпы прироста выпуска продукции этих отраслей намечены в 1,3…1,6 раза выше по сравнению со средними по машиностроению в целом.

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Разраб.

Минько

Введение

Лит.

Лист

Листов

Провер.

Пинчук

у

УО ГГПК гр.ТОР-2.30

Н.котр.

Утв.

В настоящее время создан и получает распространение принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность - автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро приспособляющихся к изменяющимся условиям работы.

Белорусское производство принимает организационные и экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники и ее внедрения в производство.

Редуктором называется механизм понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных в отдельном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, П – планетарная, В – волновая.

Вертикальный одноступенчатый редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ2185-66 U_max=12,5

Выбор вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)

1.Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.

1.1.Определяем общий КПД привода:

ŋ _общ = ŋ _ред ·ŋ²_подш ·ŋ_рем

По таблице 1.1 принимаем:

ŋ _ред = 0.98;

ŋ _рем = 0.99 ;

ŋ _подш = 0.96;

ŋ _общ = 0.98· 0.96 · 0.992　　= 0.92.

1.2. Определяем требуемую мощность электродвигателя:

P _тр = P₃ / ŋ _общ = 2.4 / 0.92 = 2.16 кВт.

1.6. По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А ( ГОСТ 19523-81 ) электродвигатель с мощностью P _дв = 3.0 кВт и частотой вращения n = 1000 об/мин типоразмером 112МА6;

1.3. Определяем номинальную частоту вращения двигателя

n_дв= n (1- S) = 1000 (1 – 0,003) = 997 об/мин.

1.4. Определяем общее передаточное отношение привода:

n = n_дв / n₃ = 997 / 120 = 8,3

Принимаем по ГОСТ 2185-68 передаточное отношение редуктора U_ред =5; тогда передаточное отношение ременной передачи U_ред = U / U_ред = 1.7

1.5. Определяем частоты вращения и угловые скорости на валах:

n₁ = n_ред = 997 об/мин; n₂ = n / U_рем = 997 / 1,7 = 586 об/мин

Проверка: n₃ = n₂ / U_ред = 586 / 5 = 117 об/мин

n₃= 120 об/мин

ω ₁ = π · n₁/30 = 3.14 · 997 / 30 = 104.4 рад/с

ω₂ = ω₁ / U_рем = 104,4 / 1,7 = 61,4 рад/с

ω₃ = ω₂ / U_ред = 61,4 / 5 = 12,28 рад/с

1.9. Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Т = Р / ω ;

Т ₁ = Р _тр / ω ₂ = 2.61 · 10³ / 61,4= 43 (Н / м) = 43 · 10³ (Н / мм)

Т ₂ = Р_тр / ω₃ = 2,61 · 10³ / 12,28 = 213(Н / м) = 213 · 10³

2.Расчет зубчатых колес редуктора.

2.1.Выбор материала зубчатых колес:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб. 3,3): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения:

[σ _H] = σ _{H lim b} K _HL / [S _H];

где σ _{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

σ _{H lim b} = 2HB + 70

K _HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

K _HL = 1; коэффициент безопасности [S _H] = 1.10 .

для шестерни σ _{H lim b}=2·230+70=530

для колеса σ _{H lim b} = 2 ·200+70=470

для шестерни [σ _H] = σ _{H lim b} K _HL / [S _H]=(2· 230+70) · 1/1,1=482(МПа);

для колеса [σ _H] = σ _{H lim b} K _HL / [S _H]=470 ·1/1,1=427(МПа);

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[σ _H] = 0.45 · (482 + 427) = 409 (МПа);

Требуемое условие [σ _H] ≤ 1.23 [σ _H2] выполнено.

2.3. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

_____________________

a _ω = K _a · (u + 1) ³√ (Т₂ К_HB) / ([σ _H]² u² ψ _ba ) ;

где для косозубых колес К _а = 43, а передаточное число нашего редуктора

U = U _р = 5.

К _HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К _HB = 1.12.

ψ _ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для косозубых колес ψ _ba = 0,44.

__________________________

а _ω = 49,5 · 6 ³√(213 · 10³ · 1.25) / (409² · 5² · 0.25) = 297 · 0,6 = 178(мм);

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 – 66 ближайшее значение

а _ω = 180 (мм).

2.4. Определяем модуль зацепления:

m _n = (0.01 ÷ 0.02) · a _ω = (0.01 ÷ 0.02) · 180 = 1,8÷ 3,6,

принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m _n = 2 (мм).

2.5. Число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = 2a_wcosβ / (u + 1)m=2 ·180/6 · 2 =30;

z₂ = z₁ · U = 30 · 5 = 150.

2.6. Фактическое передаточное число

U_ф = z₂ / z₁ =150/30=5

2.7. Определяем основные размеры передачи

диаметры делительные

d₁ = m _n z₁ = 2 · 30 = 60(мм);

d₂ = m _n z₂ = 2 · 150 =300 (мм);

Проверка: а _ω = (d₁ + d₂ ) / 2 = 360/ 2 = 180 (мм).

диаметры впадин шестерни и колеса

d _f1 = d₁ – 2,5m _n = 60 - 5 = 55 (мм);

d _f2 = d₂ - 2,5m _n = 300-5 = 295(мм),

диаметр вершин шестерни и колеса

d _a1 = d₁ +2m _n=60+4=64(мм),

d _a2 = d₂+2m _n =300+4=304 (мм),

ширина колеса b ₂ = ψ _ba · a _ω = 0.25 · 180 = 45 (мм);

ширина шестерни b ₁ = b ₂ + 4= 50 (мм);

определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

ψ_bd= b₁/d₁= 50 / 60 = 0.8

2.8. Окружная скорость колес и степень точности передачи:

υ = (ω ₁ · d ₁) / 2 = (104.4 ·60) / 2 · 10³ = 3.13 (м/с);

Исходя из рекомендации по ГОСТ1643-81 для прямозубчатых колес при υ до 5 м/с следует назначать 8-ю степень точности изготовления колес

2.10. Проверка зубьев колеса по контактным напряжением:

Коэффициент нагрузки: К_н= К_нβ+К_нα+К_нv

Значения К_нβ даны в табл. 3.5; при ψ_bd = 0,8 твердости НВ ≤ 350 и несемитричном расположении колес относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачей К_нβ ≈ 1,08;

По табл.3.4 гл III при V = 3.13 м/с и 8-ой степени точности К_нα≈1,09. По табл. 3.6 для прямозубых колес при V≤ 5 м/с имеет К_нv= 1,0. Таким образом К_н = 1,08· 1,09· 1,0 = 1,2

Проверка контактных напряжений по формуле:

σ _H = 270/ а _ω · √ Т₂ · К _H ·(U+1)³ / b₂ U² =270/180 · √213 ·10³ ·1,2 (5+1)³/45 ·5²=

=332 H/мм² ≤ [σ _HL]

2.9. Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = 2T₁/ d₁ = 2 · 43 · 10³ / 60 = 1433 (H);

радиальная F_r = F_t · tg α = 1433 · tg 20 = 522 (H);

осевая F_a= F_t · tg β = 1433 · 0,15 = 214,95 (H).

2.11. Допускаемые контактные напряжения

По табл.3.9 для стали 45 удучшенной при твердости НВ≤350 σ _{F lim}

для шестерни σ _{F lim} =1.8 · 230 =415 МПа z₁ =30, Y_F1 =3,80; для колеса

σ _{F lim}=1.8 · 200 = 360 МПа z₂ =150 , Y_F2 =3,60,

[S_F] = [S_F]^, · [S_F]^” , где [S_F]^, =1,75 [S_F]^” = 1

К_F=К_Fβ· К_FV= 1.17 · 1.25 = 1.46

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ _F1] = 415/1,75 = 237МПа;

для колеса [σ _F2] = 360/1.75 = 206 МПа;

Находим отношения: [σ _F1]/ Y_F для шестерни 237 / 3,80 = 62,4 МПа; для колеса 206/3,60 = 57,5 МПа;

Y_β= 1 – β / 140 = 1 – 1 /140 = 0,99

К_F2 = 4 + ( 1,5 – 1 ) (8 – 5 ) / 4·1,5 = 0,92

σ _F2 = F_t · K _F · Y_F· Y_Fβ · К _F2 / Р ₂ · m=1433 · 1,46 · 3,60 · 0,99 · 0,92/45 · 2 =76 МПа ≤ [σ _F2] = 206 МПа

Условия прочности обеспечивается.

По на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива

n₁ = 997 об/мин и передаваемой мощности Р = Р_тр = 2,61 кВт принимаем сечения клинового ремня Б

Вращающий момент:

Т = Р / ω = 2,61 · 10³ / 104,4 = 25· 10³ Н/мм

Диаметр меньшего шкива

d₁≈ (3÷4) = (3÷4) ≈ 87÷116 мм

Согласно табл.7.8 с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм

Принимаем d₁=140

d₂ = i_p d₁ (1 – ε ) = 1.7 · 140 ( 1- 0.015) = 234,43

Принимаем d₂ = 224 мм

i_p = d₂ / d₁ (1 – ε ) = 224 / 140 ( 1 – 0.015 ) = 1.62

При этом угловая скорость вала будет

ω_в= ω_дв/i_p = 104,4 / 1,62 = 64,4 рад /с

Следовательно окончательно принимаем диаметр шкивов d₁ = 140 мм и d₂ = 234 мм

Межосевое расстояние а_р принимаем в интервале

a_min = 0.55 ( d₁ + d₂) + T₀ = 0,55 ( 140 + 224 ) + 10,5 = 216,2 мм

a_max = d₁ + d₂ = 140 + 234 = 374 мм где Т₀ = 10,5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7)

принимаем предварительно близкое значение а_р = 280 мм

Расчётная длина ремня L+ 2a_p + 0.5π (d₁ + d₂) + = 560 + 1.57 ( 140 + 234) +(234 – 140 )² / 4· 300 = 1154 мм ближайшее значение по стандарту 1120 мм

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учётом стандартной длины L

а_р = 0,25[ (L – ω ) +

где ω = 0.5π (d₁ + d₂) = 0.5 · 3.14 · (140+234) = 587 мм

у = (d₁ + d₂)² = ( 234 – 140 )² = 8836

а_р = 0,25 [ ( 1120 – 587 ) + = 280 мм

Уменьшение межосевого расстояния

0,01L = 0.01 · 1120 = 11.2 мм

Для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L = 0,0025 · 1120 = 28 мм увеличения натяжения ремней

Угол обхвата меньшего шкива

х₁ = 180^о – 57 = 180^о – 57  = 161^о

Коэффициент режима работы учитывая условие эксплуатации передачи: для привода к цепному при двухступенчатой работе С_р = 1,2

Коэффициент учитывающий влияние длины ремня: для ремня сечения Б при длине L = 1120 коэффициент С_L= 0,88

коэффициент учитывающий влияния угла обхвата: при х₁= 161^о коэффициент С_х=0,95

Коэффициент учитывающий число ремней в передаче, число ремней в передаче будет от 2 до 3, то С_z=0,95

Число ремней в передаче

z = = ≈ 1.7

принимаем z = 2