Содержание 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение

     Редуктором  называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема проектируемого  привода представлена на рисунке 1.

       
 
 
 
 
 
 

      

     Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

     Привод  состоит из электродвигателя 1, упругой  муфты со звёздочкой 2, конического  редуктора 3, цепной передачи 4, и приводного вала 5.

     Редуктор  предназначен для понижения угловой скорости ведомого вала и повышения крутящего момента. Механизмы для повышения угловой скорости и уменьшения крутящего момента называются ускорителями или мультипликаторами.

     Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, червячные); относительное расположение валов редуктора  в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). 

     Возможности получения больших передаточных чисел при сравнительно малых  габаритах передачи обеспечивают планетарные  и

 волновые  редукторы.

     Электродвигатель 1 служит источником механической энергии, создает крутящий момент на валах  привода, упругая муфта 2 соединяет вал электродвигателя с ведущим валом редуктора, цепная передача также понижает обороты и увеличивает крутящий момент на приводном валу.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинематический и силовой расчет привода

     1.1 Из исходных данных к заданию имеем – крутящий момент на приводном валу привода;

– угловая скорость приводного вала привода.

     1.2 Мощность приводного вала

     1.3 По таблице 1.1 [2] принимаем коэффициенты полезного действия передач привода:

– кпд муфты;

– кпд зубчатой конической передачи с опорами;

– кпд цепной передачи;

– кпд одной пары подшипников.

Тогда общий кпд привода будет равен:

     1.4 Требуемая мощность электродвигателя

     1.5 Принимаем по таблице 24.9 [2] электродвигатель АИР 160S6ТУ16-525564-84, у которого , , тогда общее передаточное отношение привода

, по рекомендациям [3, стр. 7] и с учётом [3, стр. 29] принимаем для конического редуктора стандартное значение из первого ряда , тогда передаточное отношение цепной передачи

,что не превышает рекомендуемые значения по таблице 1.2 [3]. 
 

     1.6 Мощности, число оборотов, угловые скорости и крутящие моменты на валах привода

вал электродвигателя:

,    ;

ведущий вал редуктора:

,    ;

, 

ведомый вал редуктора:

,  

,  ;

приводной вал привода:

,   ,   . 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет зубчатых колес редуктора

      2.1 Из предыдущих расчетов 

      2.2 Принимаем для шестерни и колеса по таблице 3.3 [3] сталь 40Х с термообработкой по таблице 3.2 [3] объёмная закалка для шестерни 42…46 HRC и для колеса – 38…42 HRC.

     2.3 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения рассчитываются по формуле

,

где – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации;

– коэффициент  запаса прочности;

     2.4 Коэффициент нагрузки при консольном  расположении шестерни по таблице 3.1 [3] принимается , коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию , тогда внешний делительный диаметр колеса рассчитывается по формуле:

принимаем  
 
 
 

       2.5 Принимаем число зубьев шестерни , тогда для колеса

, принимаем  , фактическое передаточное отношение

, отклонение равно

      2.6 Внешний окружной модуль

,

уточняем  значение

     2.7 Углы делительных конусов

     2.8 Внешнее конусное расстояние «Re» и длина зуба «в»

, принимаем b=30 мм.

     2.9 Внешний делительный диаметр шестерни

     2.10 Внешние делительные диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев

     2.11 Средний делительный диаметр шестерни

    2.12 Средний окружной модуль

   

2.13 Коэффициент  ширины шестерни по среднему  диаметру

      2.14 Средняя окружная скорость и  степень точности колес

      

при такой  скорости назначаем седьмую степень  точности изготовления колес.

      2.15 Для проверки контактных напряжений  определяем коэффициент нагрузки

      

      где – по таблице 3.5 [3],

       =1 – при V=2,76 м/с,    – по таблице 3.6 [3].

      2.16 Проверяем контактные напряжения

      

условие выполняется. Недогрузка составляет

       , расчет удовлетворителен.

      2.17 Силы, действующие в зацеплении

окружная  сила:

      

радиальная  сила для шестерни, равная осевой для  колеса:3

      

осевая  для шестерни, равная радиальной для  колеса:

      

      2.18 Проверяем зубья на выносливость по контактным напряжениям изгиба по формуле

      

,        (2.1)

      

где коэффициент  нагрузки , при этом по таблице 3.7 [3] имеем

, по таблице  3.8 [3] имеем , тогда подставив значения в формулу (2.1) получим:

Условие прочности соблюдается и по контактным напряжениям и по напряжениям  изгиба. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3. Предварительный расчет валов редуктора

      3.1 Расчет валов редуктора выполняем  по пониженным допускаемым напряжениям на кручение. Из предыдущих расчетов имеем:

, , для ведущего вала редуктора диаметр выходного конца вала

      

,

где =25 МПа – допускаемое напряжение кручения вала, принимаем , под уплотнение , под подшипником , диаметр резьбы стяжной гайки принимаем М34х1,5.

      3.2 Для ведомого вала редуктора  по аналогии получим

      

принимаем , , что позволяет применить одинаковые подшипники для конического редуктора, – диаметр вала под коническим колесом.

      3.3 По результатам предварительного  расчета вычерчиваем  эскизную компоновку редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

     4.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

, принимаем 

     4.2 Толщина фланца корпуса и крышки редуктора

     4.3 Диаметры болтов

фундаментальных, для крепления корпуса редуктора  к раме:

принимаем болты с резьбой М16.

     4.4 Диаметры болтов крепящих крышку редуктора к корпусу у подшипников

 , принимаем .

    4.5 Диаметры болтов, соединяющих корпус и крышку редуктора

, принимаем болты с резьбой  М10, остальные размеры корпуса  и крышки редуктора назначаем  конструктивно. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5. Расчет параметров цепной передачи

      5.1 Из предыдущих расчетов имеем:

      5.2 Число зубьев ведущей звездочки ориентировочное

, принимаем  , тогда , принимаем , тогда фактическое передаточное отношение

, отклонение 

, что допустимо.

      5.3 Расчетный коэффициент нагрузки

,

где – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

 – коэффициент учета влияния  межосевого расстояния;

 – коэффициент учета угла  наклона цепи к горизонту  ;

 – коэффициент регулирования  цепи при периодическом регулировании;

 – коэффициент сменности  при односменной работе  привода.

Принимаем по таблице 5.15 [3] допускаемое среднее давление [p]=23МПа, тогда шаг однорядной цепи будет равен

принимаем по таблице 5.12 [3] цепь приводную роликовую однорядную по ГОСТ 13568-75 типа ПР с шагом t=25,4мм; F=60 кH; m=2,6кг/м; A=179,7мм² . 

      5.4 Скорость цепи

      5.5 Окружное усилие

     5.6 Проверяем давление в шарнире цепи

     5.7 Межосевое расстояние

     5.8 Усилие от провисания цепи при  и по таблице 5.12 [3]

     5.9 Сила давления на вал

     5.10 Основные размеры ведущей звездочки

     5.11 Диаметр и длина ступицы звездочки

;

.

При длине  выходного вала , принимаем =78мм и крепим её винтом и штифтом через шайбу.

     5.12 Вычерчиваем эскизную компоновку редуктора, определяем расстояния: . 

6. Проверка долговечности подшипников

     6.1 Ведущий вал редуктора представлен на рисунке 6.1.

 y  

z 

          x

                                             

                         

                                                                  

         
 

                                                            154,7Нм

                                                                       Мy

                                                                      

                                                 45,14Нм

      Mx 

                                                        79,1 Нм 

                                                                                                            T

Рисунок 6.1 – Эпюры крутящих и изгибающих моментов 
 
 

         6.2 Из предыдущих расчетов имеем:

тогда реакции опор в плоскости xz:

,

проверка:

, реакции определены верно.

Изгибающий  момент

        6.3 В плоскости yz:

проверка:

, реакции определены верно.

Изгибающий  момент

        6.4 Суммарные реакции

        6.5 Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников по формуле [3]:

,

где е=0,383 – параметр осевого нагружения для конического роликоподшипника №7208 по приложению П12 [3].

      6.6 В нашем случае , , тогда

     6.7 Рассмотрим левый подшипник, отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

     6.8 Эквивалентная нагрузка при принятых величинах

Х=0,4 –  по таблице 7.4 [3];

V=1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;

У=1,565 –  по таблице 7.4 [3];

 – коэффициент безопасности;

 – температурный коэффициент .

    6.9 Расчетная долговечность подшипника, млн. об.

6.10 Расчетная  долговечность подшипника в часах 

     6.11 Рассмотрим правый подшипник ведущего вала редуктора

отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевую силу не учитывают, тогда

     6.12 Расчетная долговечность, млн. об.

 

     6.13 Расчетная долговечность, в часах

, найденная долговечность приемлема.

     6.14 Для ведомого вала редуктора из предыдущих расчетов:

,

Расчетная схема ведомого вала представлена на рисунке 6.2. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

 y  

z 

     x 

  

                                                                                
 

        
 

                           

                                                                        

                                                   203                            146,6

                                                       

                                                                                       

                                                                                        146,4

       139 

    

                                                                                242

            
 

Рисунок 6.2 – Эпюры крутящих и изгибающих моментов

     6.15 Делительный диаметр колеса

     6.16 Реакции опор

В плоскости xz:

, тогда

, тогда

, проверка

, реакции опор определены  верно.

      6.17 В плоскости yz:

, тогда получим:

, тогда

Проверка:

, реакции определены верно.

     6.18 Суммарные реакции опор

    

6.19 Осевые нагрузки подшипников

, имеем

, тогда

  

    6.20 Рассмотрим левый подшипник

Отношение , поэтому осевые силы не учитываем, эквивалентная нагрузка

,

где , так как цепная передача усиливает неравномерность нагружения, так как в качестве опор применяются одинаковые подшипники № 7208, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника, для которого отношение

, поэтому учитываем осевые  силы, эквивалентная нагрузка

      6.21 Расчетная долговечность, млн. об.

     6.22 Расчетная долговечность, в часах

,

данная  долговечность приемлема.

    6.23 Изгибающие моменты в опасных сечениях

  

7. Проверка прочности шпоночных соединений

    7.1 Шпоночное соединение проверяем на смятие по формуле (7.1).

,   (7.1)

где – допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице, тоже самое при чугунной имеем:

;

d – диаметр вала;

t₁ – глубина паза под шпонку;

b – ширина шпонки;

l – длина шпонки.

    7.2 Ведущий вал редуктора для посадки полумуфты имеет , по таблице 24.29 [2] имеем размеры шпонки b=10мм, h=8мм, t₁=5мм принимаем стандартное значение длины шпонки l=50мм по таблице 24.29 [2]. Шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Итак, из предыдущих расчетов , по формуле 7.1 получим: