ВСТУП

Редуктор — це механізм, який складається з зубчастих або черв’ячних передач і міститься в окремому корпусі і працює у масляній ванні.

Редуктор призначено для пониження частоти обертання і відповідно підвищення крутного моменту на веденому валу в порівнянні з ведучим.

Редуктори класифікують за наступними ознаками:

а) за типом передач — зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні;

б) за числом ступенів — одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;

в) за типом зубчастих коліс — циліндричні, конічні, конічно-циліндричні;

г) за розташуванням валів редуктора у просторі — горизонтальні, вертикальні або нахилені;

д) за особливостями кінематичної схеми — розгорнена, соосна, з подвоєним ступенем.

В своєму курсовому проекті я розрахував одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами.

Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії становить з напрямком твірної циліндра кут β. Передачі складені з косозубих коліс, відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.

Редуктор складається з зубчастої передачі, змонтованої з шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус складається з двох частин: нижньої частини — картера і верхньої – кришки. Роз’єм горизонтальний, у місці з’єднання поверхні пришабрені, при заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі.

У зв’язку з малою кількістю зубців шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено на вал за допомогою призматичної шпонки.

Колесо виготовлено зі сталі 40ХН, термообробка — поліпшення, вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу.

Змащування передачі здійснюється розбризкуванням індустріального масла И-30А, яке заливають скрізь оглядове вікно у кришці корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним матеріалом УТ-1.

КП 07.012013.100 ПЗ

1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

(рисунок 1)

Приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс η₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників котіння, η₂ = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі η₃ = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, η₄ = 0,99.

Загальний КПД привода

η = η₁ ^. η₂^{2 .} η ₃ ^. η₄ = 0,98 ^. 0,99^{2 .} 0,92 ^. 0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана

P_б = F_с ^. V_с = 7, 8^. 1,25 = 9,75 кВт.

Необхідна потужність електродвигуна

.

Кутова швидкість барабана

ω_б = = = 9,6 рад/с.

Частота обертання барабана

n_б = = = 92 об/хв.

По необхідній потужності Р_н = 11,1 кВт з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для циліндричного зубчастого редуктора u_р = 3  6 і для ланцюгової передачі u_л = 3  6, u_заг = u_р^.u_л = 9  36, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1500 об/хв. 4А 132М4 У3, з параметрами P_дв = 11,0 кВт і сковзанням 2,8 % (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання

n_дв = 1500 - 28 = 1472 об/хв.

Кутова швидкість ω_дв = = = 154,1 рад/с.

КП 07.012013.100 ПЗ

Перевіримо загальне передатне відношення

u = = = 16,1

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти:

для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р = 5,

для ланцюгової передачі

u_л = = = 3,22.

Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана зведені до таблиці 1.

Таблиця 1 - Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана

Вал В		= = 154,1 рад/с
Вал С	n = = = 294 об/хв.	= = = 30,8рад/с
Вал А	nδ = 92 об/хв.	= 9,6 рад/с

Обертаючі моменти:

на валу шестерні

Т₁ = = = = 70 Н м = 705 ^. 10³ Н мм;

на валу колеса

Т₂ = Т₁ ^. u_р = 70 ^. 10^{3 .} 5 = 350 ^. 10³ Н мм.

КП 07.012013.100 ПЗ

КП 07.012017.100 ПЗ

2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1) : для шестірні сталь 40ХН,, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 280; для колеса — сталь 40ХН, термічна обробка — поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче – НВ НВ250. Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження

,

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубців менш НВ 350 і термічною обробкою (поліпшенням)

;

К_HL – коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ;

- коефіцієнт безпеки.

Для шестерні

,

для колеса

.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

.

Необхідна умова виконана.

Коефіцієнт приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку, тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.

Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс значення .

КП 07.012013.100 ПЗ

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані .

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

де для косозубих коліс К_а = 43, а передавальне число нашого редуктора u = 5. Найближче значення міжосьової відстані a_W = 140 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

,

m_n = 2,5 мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців β = 10° і визначимо числа зубців шестерні і колеса.

.

Тоді .

Уточнене значення кута нахилу зубців

,

β = 15,36°

Основні розміри шестерні колеса:

Діаметри ділильні

,

.

КП 07.012013.100 ПЗ

Перевірка:

.

Діаметри вершин зубців

,

.

Ширина колеса b₂ = ψ_ba ^. a_w = 0,4 ^. 140 = 56 мм.

Ширина шестерні b₁ = b₂ + 5 мм = 56 + 5 = 61мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Ψ_bd = = = 1,307.

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

V = = = 3,6 м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс варто прийняти 8 степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

K_H = K_Hβ ^. K_Hα ^. K_Hυ.

Значення K_Hβ при Ψ_bd = 1,352, НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з врахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі K_Hβ ≈ 1,169.

При V = 4,12 м/с і 8 степені точності K_Hα ≈ 1,08.

Для косозубих коліс при V ≤ 5 м/с маємо K_Hυ = 1,0 .

Таким чином К_Н = 1,169 ^. 1,08 ^. 1 = 1,262.

КП 07.012013.100 ПЗ

Перевірка контактних напружень за формулою:

σ_Н = = = 485 МПа,

Сили, що діють у зачепленні:

Колова

F_t = = = 2999 H;

Радіальна

F_r = F_t ^. = 2999 ^. = 1111 H;

Осьова

F_a = F_t ^. tg β = 2999 ^. 0,1771 = 823 H.

Перевіряємо зубці на витривалість за напруженнями згинання за формулою:

σ_F = ≤ [σ_F]

де K_F - коефіцієнт навантаження

K_F = K_Fβ ^. K_Fυ = 1,16 ^. 1,3 = 1,51 ,

де K_Fβ = 1,16 (при Ψ_bd = 1,294, твердості НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор);

K_Fυ = 1,3;

Y_F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубців Z_υ:

у шестерні Z_υ1 = = ≈ 19,

КП 07.012013.100 ПЗ

у колеса Z_υ2 = = ≈ 95;

Y_F1 = 4,15;

Y_F2 = 3,60.

Допустиме напруження за формулою:

[ σ_F ] =

де σ⁰_{F lim b} = 1,8 HB (для сталі 40 ХН поліпшеної при твердості НВ ≤ 350):

для шестерні σ⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 280 = 504 МПа,

для колеса σ⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 250 = 450МПа.

[ S_F ] = [ S_F ]^{/ .} [ S_F ]^// – коефіцієнт безпеки

де [ S_F ]^/ = 1,75,

[ S_F ]^// = 1 (для кувань і штампувань).

Отже [ S_F ] = 1,75.

Допустимі напруження:

для шестерні [ σ_F1 ] = = 288 МПа,

для колеса [ σ_F2 ] = = 257 МПа

Знаходимо відношення :

для шестерні = 121МПа,

для колеса = 125 МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y_β і K_Fα:

КП 07.012013.100 ПЗ

Y_β = 1- = 1- = 0,92;

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5 і 8 степені точності K_Fα = 0,92.

Перевіряємо міцність зубця колеса за формулою:

σ_F2 = ≤ [ σ_F ]

σ_F2 = ≈ 100 МПа < [ σ_F2 ] = 144 МПа.

Умова міцності виконана.

КП 07.012013.100 ПЗ