Фрагмент для ознакомления
2
Введение
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) 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.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные 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.
II. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
η1 = 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи;
η2 = 0,96 – КПД ременной передачи;
η3 = 0,98 – КПД муфты;
η4 = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
Общий КПД привода:
η0 = η1∙η2·η3∙η4 = 0,98∙0,96∙0,98∙0,99 = 0,913
Подбор электродвигателя.
Потребная мощность двигателя, кВт:
, кВт,
где Т – момент, равный моменту на мешалке.
T = 0,34 кН∙м
npo = n – частота вращения мешалки:
Тогда:
РIдв=340·60/(9550·0,913) = 2,34 кВт.
По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель [2].
Выбираем электродвигатель:
АИР100S4
nдв = 1410 об/мин – частота вращения двигателя;
Рн = 3000 Вт – номинальная мощность выбранного двигателя.
Общее передаточное отношение:
U = nдв/ n4 = 1410/60 = 23,5
Примем передаточное число косозубой передачи:
Uк = 6,3, тогда:
Uрем = U/ Uк = 23,5/6,3 = 3,7 – передаточное число ременной передачи.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 1410 об/мин;
n2 = n1 / Uрем = 1410 / 3,7 = 381,1 об/мин;
n3 = n4 = 60 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 1410 / 30 = 148,1 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 381,1 / 30 = 40,0 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 60 / 30 = 6,3 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
Тдв = Рдв / ω1 = 3 / 148,1 = 0,020 кН·м = 20 Н·м;
Т1 = Тдв · η2 · Uрем = 0,020 · 0,96 · 3,7 = 0,071 кН·м = 71 Н·м;
Т2 = Т1 · Uк · η1 = 0,071 · 6,3 · 0,98 = 0,439 кН·м = 439 Н·м;
Т3 =Т2 · η3 · η4 = 0,439 · 0,98 · 0,99 = 0,426 кН·м = 426 Н·м.
III. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений.
По таблице 2.1 [2] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σт = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 40X; термообработка –поверхностная закалка ТВЧ (ТВЧ1): 45…50 HRC; σв = 900 МПа; σт = 750 МПа; τ = 450 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [2]:
σHP1= 17HRCCP1 + 200 = 17 · 47,5 + 200 = 1008 МПа
σHP2= 2HBCP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа
[σ]F1 = FР1 = 0,4Flimb10YN1 = 0,45501 = 220 МПа.
[σ]F2 = FР2 = 1,75HBCP2 = 248,5 · 1,75 = 435 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H = 0,45(σHP1 + σHP2) = 709 МПа.
Межосевое расстояние:
αω = Кα(U + 1) ∛((Т_2 К_Нβ)/([σ]_H^2 U_^2 ψ_ва )) = 430 · (6,3 + 1) ∛((439⋅1,2)/(709^2⋅6,3^2⋅0,4)) =126,8 мм.
Кα = 430 – для косозубых передач [3].Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (U + 1) = 0,5 · 0,4 · (6,3+1) = 1,46
По Ψbd = 1,46 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:
КНβ = 1,2.
Принимаем αω = 125 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω = 1,25 – 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω = 0,4 · 125 = 50 мм
b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм – ширина шестерни.
