_{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.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

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

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.

По относительному положению червяка и червячного колеса различают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка.

Искусственный обдув ребристых корпусов обеспечивает более благоприятный тепловой режим работы редуктора.

Выход вала колеса редуктора с боковым расположением червяка в зависимости от назначения и компоновки привода может быть сделан вверх или вниз.

При нижнем расположении червяка условия смазывания зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше вероятность попадания в зацепление металлических частиц - продуктов износа.

Выбор схемы редуктора обычно обусловлен удобством компоновки привода в целом: при окружных скоростях червяка до 4 - 6 м/с предпочтительно нижнее расположение червяка; при больших скоростях возрастают потери на перемешивание масла, и в этом случае следует располагать червяк над колесом. В редукторах с верхним расположением червяка при включении, движение обычно начинается при недостаточной смазке (за время остановки при редких включениях масло успевает стечь с зубьев колеса).

Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах и=880 (см. ГОСТ 2144-76).

Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключения до 150 кВт.

Реферат

Курсовая работа содержит графическую часть и пояснительную записку, выполненные в соответствии с ГОСТ 2.120-73 «Технический проект».

Объем графической части составляет 5 листов из них 4 листа формата А-1, 1 лист формата А-2, 2 листа формата А-3 по ГОСТ 2.301-68.

Пояснительная записка содержит 61 лист машинописного текста формата А4, включающего в себя:

Титульный лист;

Реферат (аннотация);

Введение;

Расчетная часть;

Список литературы.

В расчетной части были выполнены: анализ схемы, кинематический и силовой расчет привода, выбор материалов и определение допускаемых напряжений для быстроходной передачи, проектный расчет косозубых цилиндрических передач, предварительный расчет валов и эскизная компоновка редуктора, расчетные схемы нагружения валов, определение реакций в опорах, построение эпюр крутящих и изгибающих моментов, проверочный расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности, проверочный расчет выходного вала на усталостную прочность, проверочный расчет выходного вала на статическую прочность при действии пиковой нагрузки, проверочный расчет шпоночных соединений, обоснование посадок в основных сопряжениях в редукторе, выбор сорта масла и определение его количества.

В графической части были выполнены чертежи общего вида редуктора, рабочие чертежи сопрягаемых деталей.

2 Анализ схемы, кинематический и силовой расчет привода.

2.1 Исходные данные

Рис. 2.1 Кинематическая схема привода

Мощность на выходном валу, , кВт	2,0
Частота вращения выходного вала, n, мин-1	38,22
Срок службы L, лет	4
Коэффициент пиковой нагрузки КП	2,2
Коэффициент использования привода в течение года, Кгод	0,67

2.2 Привод представленный на рис. 2.1 состоит из электродвигателя 1, упругой муфты 2, червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора 3, компенсирующей муфты 4 и приводного барабана транспортёра 5.

Силовой поток от электродвигателя идет последовательно через упругую муфту, закрытую червячную и цилиндрическую косозубые передачи и далее через закрытую компенсирующую муфту на приводной барабан транспортёра.

Для упорядочения последующих расчетов на заданной кинематической схеме привода введем дополнительные обозначения по ходу силового потока, т.е. в направлении от двигателя к выходному валу передаточного механизма, нумеруем валы.

2.3 Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединенных червячной и цилиндрической (с раздвоенным силовым потоком) косозубой передач, то с учетом потерь в упругой муфте и подшипниках качения, коэффициент полезного действия передаточного механизма равен

(2.1)

,

где - общий коэффициент полезного действия упругой муфты;

- коэффициент полезного действия цилиндрической косозубой передачи;

- коэффициент полезного действия червячной передачи при двухвитковом червяке;

Примем значения КПД промежуточных звеньев привода по [1, с.14, табл.1П]:

КПД упругой муфты примем η_м=0,98;

КПД закрытой цилиндрической косозубой передачи, работающей в масляной ванне, примем η_ц =0,96;

Подставив значения общего КПД в формулу (2.1), получим

2.4 В соответствии с заданной мощностью на выходном валу привода и расчетным значением общего КПД передаточного механизма η_о вычисляем требуемую статическую мощность электродвигателя

(2.3)

кВт

2.5 Вычисляем среднеквадратическую мощность электродвигателя [1] полагая, что частота вращения вала двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки

, (2.4)

где коэффициент эквивалентности

Т – наибольший из длительно действующих моментов, принимаемый за момент приведения;

Т_i – момент, действующий на i –ой ступени нагружения;

t_i – длительность i –ой нагрузки;

t_Σ – длительность цикла нагружения.

Таким образом, по формуле (2.4) имеем

кВт (2.5)

2.6 Располагая численным значением Р_КВ, выберем по каталогу [1, с.15, табл. 2П], ориентируясь на номинальную мощность Р_Д, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении Р_Д отличаются номинальными частотами вращения валов n_Д.

(2.6)

При выборе двигателя соблюдаем условие

Возможные варианты типоразмеров асинхронных двигателей и их параметры представим в таблице 1.

Таблица 1

Возможные варианты типоразмеров асинхронных двигателей

№ п/п.	Тип электродвигателя	Номинальная мощность двигателя РДВ, кВт	Номинальная частота вращения вала двигателя пДВ, мин-1	Расчетное общее передаточное отношение передаточного механизма привода
1	4А90L2У3	3.0	2840	74,31
2	4А100S4У3	3.0	1435	37,55
3	4А112MA6У3	3.0	955	24,99
4	4А112МB8У3	3.0	700	18,32

2.7 Поскольку передаточный механизм привода состоит из одного червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора, возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения будет равно

(2.7)

,

где U_ОВ - ориентировочное значение общего передаточного отношения привода;

U_Р - среднее значение рекомендуемого передаточного отношения редуктора.

2.8 Из [ 1, с.20, табл. 6П] выберем стандартное ориентировочное значение общего передаточного отношения U_ОВ, сопоставляя с расчетной величиной U_ОР, представленной в табл. 1.

Примем .

Таким образом, окончательно выбираем электродвигатель типа 4А90L2У3,

Р_ДВ = 3.0 кВт, п_ДВ =2840 мин^-1; η=0,64.

2.9 Для рассматриваемой кинематической схемы стандартное передаточное отношение

(2.8)

,

где U_ОС - стандартное передаточное отношение передаточного механизма

привода;

U_Р - передаточное отношение редуктора;

U_ч - передаточное отношение червячной ступени редуктора;

U_ц - передаточное отношение цилиндрической ступени редуктора;

Выполним разбивку передаточного отношения редуктора, учитывая рекомендации

[1, с.19 табл. 5П] и [1, с.19 табл. 6П]

Назначим передаточное отношение второй червячной ступени редуктора

U_Ч=25

Передаточное отношение ступени редуктора

(2.9)

2.10 Определим номинальные частоты вращения валов с учетом выполненной разбивки общего передаточного отношения по ступеням передаточного механизма привода.

Частота вращения вала 1 (ведущего, входного вала редуктора), мин^-1

(2.10)

Частота вращения вала 2 (промежуточного вала редуктора), мин^-1

(2.11)

(2.12)

Частота вращения вала 3 (выходного вала редуктора), мин^-1

2.11 Определим номинальные вращающие моменты на валах редуктора.

На первом валу привода, с учетом потерь в упругой муфте, Н·мм

(2.13)

(2.15)

На втором (промежуточном) валу, Н·мм

(2.16)

На третьем (выходном) валу, Н·мм

2.12 Техническая характеристика привода

Номинальный вращающий момент на выходном валу T3, Н·мм	479,8·103
Номинальная частота вращения выходного вала n3, мин-1	40,57
Общее передаточное отношение UОС	71
Общий коэффициент полезного действия	0,64