Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней ( одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);

типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо цилиндрические и т. д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т. д).

1 Назначение и область применения проектируемого редуктора

В прямозубой передаче зубья входят в зацепление сразу по всей длине. Из-за неточности изготовления передачи и ее износа процесс выхода одной пары зубьев из зацепления и начало зацепления другой пары сопровождается ударами и шумом, сила которых возрастает с увеличением окружной скорости колес. Прямозубые передачи применяют при невысоких и средних окружных скоростях в частности, открытые передачи, как правило, делают прямозубыми.

2 Кинематической расчет привода и подбор электродвигателя

По заданию:

Р₂ =6кВт

ω₂ =33,3с^-1

2.1 Определяется КПД передачи

(2.1)

где - КПД зубчатой передачи

- КПД одной пары подшипников

2.2 Определяется требуемую мощность электродвигателя:

(2.2)

где Р₂ – мощность на ведомом валу, кВт.

2.3 Определяется частоту вращения на ведомом валу

мин^-1 (2.3)

где ω₂ – угловая скорость на ведомом валу, об/мин.

2.4 Приближенное значение передаточного числа

u = (2 … 6,3) – цилиндрическая передача

2.5 Определяется частоту вращения на ведущем валу

– цилиндрическая передача

=2 318=6,3 318=318=2003,4 об/мин

2.6 Выбирается электродвигатель:

тип двигателя 4А=М13254У3

мощность P_э = 7,5кВт

частота оборотов n_э=1455об/мин

диаметр вала d_э =38мм

2.7 Определяется фактическое передаточное число

(2.4)

2.8 Угловая скорость на валах редуктора

ω₂ =33,3с^-1

_(2.5)

2.9 Определяется вращающие моменты

(2.6)

(2.7)

3 Расчет прямозубой зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес:

Примется для колеса и шестерни сталь марки 40Х с термообработкой – улучшение.

Средняя твердость колеса НВ₂=248,5; шестерни НВ₁=285,5

Предельные размеры заготовок колеса D_пред = 200 мм, S_пред=125мм.

3.2 Определяется пределы выносливости по контактным напряжениям

колесо _НО2 =1,8·HB+67 = 1,8 · 248,5 +67 = 514 Н/мм²

шестерня [s]_НО1=1,8·HB+67 = 1,8 · 285,5 +67 = 581 Н/мм²

3.3 Определяется пределы выносливости на изгиб

колесо _FО2 =1,03·HB = 1,03 · 248,5 = 256 Н/мм²

шестерня [s]_FО1=1,03·HB = 1,8 · 285,5 = 294 Н/мм²

3.4 Определяется допускаемые контактные напряжения

_Н2 =_НО2 · К_Hα = 514 · 1 = 514 Н/мм²,

где К_Hα = 1 - коэффициент долговечности.

3.5 Определяется допускаемое напряжение изгиба

колесо _F2 =_FО2 · К_Fα = 256 · 1 = 256 Н/мм²

шестерня [s]_F1=[s]_FО1 · К_Fα = 294 · 1 = 294 Н/мм²,

где К_Fα- коэффициент долговечности.

3.6 Межосевое расстояние

мм (3.1)

где К_Нβ = 1 – коэффициент неравномерной нагрузки

ψ_а = 0,3 – коэффициент ширины.

Округляется а_W до стандартного значения

а_W = 110мм

3.7 Модуль зубьев

т = (0,01 … 0,02) а_W =1.1…2.2 (3.2)

Принимается стандартное значение

т =2мм

3.8 Суммарное число зубьев

Z_Σ = 2a_W/m=2 110/2=110 (3.3)

Число зубьев шестерни и колеса

Z₁ = Z_Σ /(и+1)=110/(2.5 1)=20 (3.4)

Z₂ = Z_Σ - Z₁=110-20=90 (3.5)

3.9 Передаточное число

и= Z₂ / Z₁=45 (3.6)

3.10 Основные геометрические размеры передачи.

3.10.1 Диаметр делительной окружности

d₁ = Z₁ · m=20 2=40мм (3.7)

d₂ = Z₂ · m=90 2=180 мм (3.8)

3.10.2 Фактическое межосевое расстояние

=(40+180)/2=110мм (3.9)

3.10.3 Диаметры окружности вершин и впадин

d_а1 = d₁ + 2 m=40+2 2=44 мм (3.10)

d_а2 = d₂ + 2 m=180+2 2=184 мм (3.11) d_f1 = d₁ – 2,5 m=40-5=35 мм (3.12)

d_f2 = d₂ – 2,5 m=180-5=175 мм (3.13)

3.10.4 Ширина венца

b₂ = ψ_bc а_W = 0,3 а_W 110=33 мм (3.14)

b₁ = b₂ + 5=33+5=38 мм (3.15)

3.11 Проверяется пригодность заготовок колес

для шестерни D_заг = d_а1 + 6 ≤ D_пред=44+6=50 (3.16)

для колеса S_заг = b₂ + 4 ≤ S_пред=33+4=37 (3.17)

3.12 Окружная скорость зубчатого колеса

=150,29 40 10³/2=3 м/c (3.18)

определяется степень точности.

3.13 Силы в зацеплении

окружная =2 180 10³/180=2000Н (3.19)

радиальная =2000 0,364=728Н (3.20)

где α = 20º - угол зацепления (tg 20º = 0,364)

3.14 Расчетное напряжение изгиба.

3.14.1 Находится отношения

шестерни =294/4,07=72 (3.21)

колеса ,=256/3,61=71,1 (3.22)

3.14.2 Проверяется зубья на изгиб

Н/М ² (3.23)

где К_Fβ = 1 – коэффициент распределения нагрузки.

K_FV= 1,4 – коэффициент динамичности.

3.15 Расчетное контактное напряжение.

Н/М ² (3.24)

4 Проектный расчет валов редуктора

4.1 Ведущий вал

Рисунок4.1 Конструкция ведущего вала.

Определяется диаметр выходного конца.

(4.1)

где Т₂ – вращающий момент на быстроходном валу, Нм [2]

[τ]_К = 25 МПс – допускаемое напряжение кручения.

Т.к вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателем, необходимо согласовать диаметры d_эл и d_{1 вых}.

d_эл =38

d₁ = 0,75 · d_эл=0,75х38=28,5 мм (4,2)

Принимаем d₁ = 30мм

Диаметр под подшипник

=30+(3….5)=33..35мм (4.3)

Диаметр под шестерню (если шестерня насадная)

=35+5=40 мм (4.4)

4.2 Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала

Диаметр вала под муфту.

мм (4.5)

Принимаем d₂ =35мм

Диаметр вала под подшипник

=35+(3…5)=38…40мм (4.6)

Диаметр вала под колесо

=40+5=45 мм (4.7)

Диаметр вала под буртик

=45+8=53 мм (4.8)

5 Конструирование зубчатых колес

Диаметр ступицы

d_ст = 1,6 d_K2 = 1,6·35=52,5 мм (5.1)

Длина ступицы

ℓ_ст =(1,2 · 1,5) d_K2 = 43,2…54 мм (5.2)

Толщина обода

δ_о= (2,5 …4) · 2 =5…8 мм (5.3)

Толщина диска

с = 0,8 b₂ = 6,4·0,8=5,12 (5.4)

Внутренний диаметр обода

D_о = d_a2 – 2(δ_о+2,25т) =68-2(8+2,25·)=145мм (5.5)

Диаметр центровой окружности

D_отв = 0,5(D_о + d_ст) =0,5(159+67,6)=113,25 мм (5.6)

Диаметр отверстий

=(159-67,5/4)=23мм (5.7)

Рис.5.1 колесо зубчатое

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

=0,025×110+1=3,75 (6.1)

принимаем , где

=0,02×110+1=3,2 (6.2)

принимаем где

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса и пояса крышки

=1,5×8=12 (6.3)

=1,5×8=12 (6.4)

нижнего пояса корпуса

=2,35×8=18,8 =20 (6.5)

Диаметр болтов:

фундаментных

(6.6)

принимаем болты с резьбой М16;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

(6.7)

принимаем болты с резьбой М12

болтов, соединяющих крышку с корпусом

(6.8)

принимаем болты с резьбой М8

7 Выбор и расчет подшипников на долговечность

Ведущий вал

По диаметру вала d_n1 =35мм

принимаем радиально – шариковый подшипник № 107

d =35мм

D =62мм

B =14мм

C = 15,9кН

C₀ =8,5кН

Рис. 4.1

Реакции опор

Н (7,1)

Н (7.2)

Суммарные реакции

Н (7.3)

Эквивалентная нагрузка

Н (7.4)

где Pr₁ – радиальная нагрузка, Н

V = 1, коэффициент;

К_б = 1, коэффициент безопасности;

К_Т = 1, коэффициент температуры;

Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки.

Расчетная долговечность, млн. об.

Фактическая долговечность подшипника

млн.об. (7.5)

Расчетная долговечность, ч.

г (7.6)

Ведомый вал несет такие же нагрузки как и ведущий.

По диаметру вала d_n2 = 30

принимаем радиально – шариковый подшипник № 106

d =30мм

D =52мм

B =13мм

C = 13,3кН

Рис.4.2

Реакции опор

(7.7)

Н (7.8)

Суммарные реакции

Н (7.9)

Эквивалентная нагрузка

=1446,62Н (7.10)

Расчетная долговечность, млн. об.

Фактическая долговечность подшипника

млн.об. (7.11)

Расчетная долговечность, ч.

г (7.12)

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников должен быть не менее 12000 ч. Подшипники ведущего вала имеют ресурс L_h=13633,68, ч., подшипники ведомого имеют ресурс L_h=13633,68, ч.