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 распространённой 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 колёса, валы, подшипники и так далее.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного значения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и так далее); типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и так далее); относительному расположению валов редуктора (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и так далее).

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По таблице 1.1 [1] применим: коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колёс ₁ =0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ₂ =0,99; КПД открытой цепной передачи ₃ =0,92; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, ₄ =0,99.

Общий КПД привода

= ; (1)

=

Мощность на валу барабана

; (2)

Требуемая мощность электродвигателя

; (3)

Угловая скорость барабана

; (4)

Частота вращения барабана

; (5)

По ГОСТ 19523-81 в П1 [1] по требуемой мощности с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6УЗ с параметрами и скольжением 47%. Номинальная частота вращения =1000-47=953 об/мин.

Угловая скорость

; (6)

=99,7 рад/с

Проверим общее передаточное отношение

; (7)

, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 =4; для цепной передачи

Таблица1- Частота вращения и угловые скорости валов редуктора и привод- ного барабана.

Вал В		=99,7 рад/с
Вал С
Вал А

Вращающие моменты

на валу шестерни

; (8)

Н мм

на валу колеса

; (9)

2 Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение твердости НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение твердости НВ = 200.

Допускаемые контактные напряжения

[ (10)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2[1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 и термической обработкой – улучшение

;

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

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[ ; (11)

для шестерни

; (12)

для колеса

; (13)

.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[

Требуемое условие [ ≤1,23[ выполнено.

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ве-

домого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табли-

це 3.1[1] как в случае несимметричного расположения колес

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

; (14)

где для косозубых колес , а передаточное число u=4.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям (0,01 0,02) (0,01 0,02)∙112=1,12 2,24 мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 =2 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β= и определяем число зубьев шестерни и колеса

; (15)

принимаем

; (16)

Уточненное значение угла наклона зубьев

; (17)

, угол β= .

Основные размеры шестерни и колеса.

диаметры делительные

(18)

(19)

Проверка:

(20)

Диаметры вершин зубьев

(21)

(22)

Ширина колеса

; (23)

Ширина шестерни

(24)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

(25)

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

(26)

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

(27)

Значения даны в таблице 3.5[1]; при =1,1, твёрдости НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учетом передачи, =1,13.

По таблице 3.4[1] при и 8-й степени точности коэффициент

По таблице 3.6[1] для косозубых колес при v≤5 м/с имеем =1.

.

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6[1]:

[ [ ; (28)

[ МПа, <[

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

(29)

радиальная

; (30)

осевая

; (31)

Н.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

; (32)

Здесь коэффициент нагрузки

(33)

По таблице 3.7[1] при , твёрдости НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент

По таблице 3.8

-коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев ;

у шестерни

= (34)

у колеса

= (35)

Коэффициенты и

Допускаемое напряжение

[ ; (36)

По таблице 3.9[1] для стали 45 улучшенной, твердости НВ<350

Для шестерни

Для колеса

[ – коэффициент безопасности, где , , следовательно [

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

МПа

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и

=1 (37)

(38)

, где среднее значение коэффициента торцевого перекрытия =1,5; степень точности n=8.

Проверяем прочность зуба колеса

[

[ МПа МПа.

Условие прочности выполнено.