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. 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.).

      В настоящем задании мы рассмотрим проектирование горизонтального цилиндрического редуктора.

     

I. Выбор электродвигателя  и кинематический  расчет

 

     Наибольшее  распространение в промышленности получили трёхфазные асинхронные двигатели  с короткозамкнутым ротором. Эти  двигатели просты в конструкции и обслуживании, надёжны в эксплуатации, имеют небольшую стоимость.

     Расчёт  привода начинают с определения  общего КПД кинематической схемы, общего передаточного числа и выбора электродвигателя.

    КПД пары конических зубчатых  колес ŋ₁=0,97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ŋ₂=0,99 [1, стр.5];  

    Общий  КПД привода:

       ŋ= ŋ₁·ŋ₂·ŋ₂ = 0,97·0,99·0,99= 0,95.

    Требуемая  мощность электродвигателя:

  

 кВт.

     Согласно таблицы электродвигателей выбираем по требуемой мощности Р_дв = 13,88 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А160S4 , с параметрами Р_дв = 15 кВт и скольжением s = 2,3% (ГОСТ 19523—81). [1, стр.390] 

    Номинальная  частота вращения

       n_дв = n_c ·(1-s/100) = 1000·(1-0,023) = 1465,5 ^об/_мин, 

 а угловая  скорость:       ω_дв = = 153,4 рад/с

    Проверим общее передаточное отношение:

       i = = = 3,26.,что можно признать приемлемым, так как оно находится между 2 и 6. Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185—66 u_p = 3,15 [1, стр.36].

        Уточненная скорость тихоходного (ведомого) вала

     

       
 
 
 
 

       Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

 

    
 
 

 Вращающие  моменты: 

на валу шестерни

       T₁ = = = 90,5 Н·м 

на валу колеса 

       T₂ = T₁·u_p = 90,5·3,15·0,96 = 271,1 Н·м. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем  материалы со средними механическими  характеристиками:

для шестерни сталь 40Х, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 270;

для колеса —  сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость  НВ 200. [1, стр.34, табл.3,3] 

    Допускаемые  контактные напряжения рассчитываем  по формуле:

      

где σ_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.                                         

 

    Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением): 

      σ_Hlimb = 2·HB +70=2*230+70=530 МПа;

Cрок службы привода в часах

Число циклов нагружений зубьев колеса

Базовое число  циклов для материала колеса

Коэффициент долговечности

<1

K_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,1. 

    Для косозубых колес расчетное  допускаемое контактное напряжение по формуле [1, стр.35] 

     [σ_H] =0,45·([σ_H1] + [σ_H2]); 

для шестерни:

[σ_H1] =

= = 482 (МПа);

      для колеса:

      [σ_H2] = =   = 427,3 (МПа); 

Тогда расчетное  допускаемое контактное напряжение 

      [σ_H] = 0,45·(482 + 427) = 409 (МПа). 

    Требуемое  условие [σ_H]  ≤ 1,23 [σ_H2] выполнено. 

      Выбор коэффициента ширины венца и межосевое  расстояние 

    Коэффициент К_Hβ, примем равным К_Hβ = 1,15 для симметричного расположение колес относительно опор. [1, стр.32, табл.3,1]  

    Принимаем для косозубых колес  коэффициент ширины венца по  межосевому расстоянию ψ_ba = = 0,4.    

Межосевое расстояние из условия контактной прочности активной поверхности зубьев рассчитываются по формуле [1, стр.32, Ф.3,7],:

  

     a_w = =  =142,8(мм). 

где для  косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора

u =3,15

Ближайшее  значение  межосевого  расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 140ММ 

      Нормальный  модуль зацепления 

 Нормальный  модуль зацепления принимаем  до следующей рекомендации:                                        

        m_n = (0.01 0.02)·а_w = (0.01 0.02)·140 = 1,4÷2,8 (мм); 

принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм  

    Примем предварительно угол наклона  зубьев β = 10° и определим  числа зубьев шестерни и колеса: 

       = = 33,2.

Принимаем Z₁=33;

   

     Z₂ = = 33,2 *3.15=103.95.

    Принимаем  Z₂=104;

    Уточненное  значение угла наклона зубьев: 

      

         

             β = 11º88^` 

    Основные размеры шестерни и колеса: 

диаметры делительные:

 

       d₁ = = = 67.45 (мм);

 

       d₂ = = = 212.55 (мм) 

    Проверка:

 

       а_w = =   = 140 (мм); 
 

диаметры вершин зубьев: 

      d_a1 = d₁ + 2·m_n = 67.45 + 2 *2= 71.45(мм); 

       d_a2 = d₂ + 2·m_n = 212.55 + 2·2 = 216.55 (мм); 

Ширина колеса:  

       b₂ = ψ_ba·a_w = 0,4·140 = 56 (мм); 

Ширина шестерни: 

       b₁ = b₂ + 5 = 56 + 5 = 61(мм). 

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру: 

        ψ_bd = =   = 0.9 
 

    Окружная скорость колес и  степень точности передачи: 

      ν = = = 5,2 (^м/_c). 

    При такой скорости для косозубых  колес следует принять 8-ю степень точности [1, стр.32]. K_Hν  =1-1,05 

   Проверочный расчет зубьев на контактную прочность: 

Коэффициент нагрузки:

 

      K_H = K_Hβ·K_Hα·K_Hν.      

    При твердости НВ ≤ 350 и симметричном  расположении колес относительно  опор К_Hβ = 1,04. При ν = 5,2 м/с и 8-й степени точности К_Hα = 1,09. Для косозубых колес при ν > 5 м/с имеем K_Hν = 1,01. [1, стр.38] 

Таким образом: 

      K_H = 1,04·1,09·1,01 = 1,145

Проверка контактных напряжений по формуле: 

σ_H =

= = 385,36 (МПа) < [σ_H]

      Условие выполнено. 

     Силы, действующие в зацеплении [1, стр.158]:

   

   Окружная: F_t = =   = 2683,5 (H);

  

   Радиальная: F_r = = =998,1(H); 

   Осевая: F_a = F_t· tg b^`=564,5(H).

  Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке. 
 
 
 

Расчетные контактные напряжения 

       МПа

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой  нагрузки для стальных колец с улучшением

Где предел текучести  для стали 45 и диаметра заготовки  свыше 120 мм

Условие прочности  выполняется. 

 Проверка  зубьев на выносливость по  напряжениям изгиба