Расчет редуктора

1 Загальна частина

Опис редуктора

Привод складається з електродвигуна, муфти, відкритої прямозубої передачі, одноступінчатого горизонтального циліндричного шевронного редуктора.

Редуктор – це механізм, який служить для зниження кутових швидкостей і збільшення передаваємих обертових моментів.

Переваги шевронного редуктора:

-     висока міцність зубців;

-     плавність ходу;

-     безшумність роботи;

-     здатність передавати великі потужності при високих

кутових швидкостях.

Недоліки:

-     складність і дорожнеча виготовлення.

Застосовують шевронні зачеплення у середньоходових

та швидкоходових передачах для передачі великих обертових моментів: скіповий підйомник, підіймально – транспортні машини, верстати.

1 – електродвигун;

2 – муфта;

3 – одноступеневий горизонтальний циліндричний шевронний редуктор;

4 – відкрита прямозуба передача.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

2 Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода

Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії привода за формулою:

, (1)

де - ккд редуктора, , [ 1 ], с. 5;

- ккд відкритої прямозубої передачі, , [1], с. 5;

- ккд підшипникових вузлів, , [ 1 ], с. 5.

Визначаємо загальне передаточне число привода:

 (2)

де  - частота обертів вихідного вала;

 - частота обертів вхідного вала.

.

Загальне передаточне число привода розподіляємо по елементах привода:

 (3)

де - передаточне число редуктора, , [1], с.36;

- передаточне число відкритої прямозубої

передачі, , [1], с.36.

По вихідним даним  ,   привода підбираємо електродвигун 4А160S6 з  ,  ,  , [1], с. 390.

Визначаємо частоту обертів кожного вала привода:

,  (4)

, (5)

 ,

, (6)

 .

Визначаємо кутову швидкість на кожному валу привода:

, (7)

 ,

, (8)

 ,

, (9)

 .

Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу привода:

,  (10)

 ,

,  (11)

 

,  (12)

 .

2.2 Вибір матеріалів зубчастих колес

Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками:

- для шестірні Сталь 45, термічна обробка – покращання, твердість HВ 230 ;

- для колеса, Сталь 45, термічна обробка – покращання, але твердість на 30 одиниць нижче HВ 200.

Визначаємо допустиму контактну напругу:

, (13)

де  - межа контактної витривалості при базовому

числі циклів;

 – коефіцієнт довговічності при числі циклів напруги

більше базового, що має міцне при довготривалій

експлуатації редуктора, приймають, ;

 - коефіцієнт безпеки, [Sн] = 1,10.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців менше НВ 350 і термічною обробкою покращанням:

(14)

Для шевронних колес розрахункова допустима контактна напруга

;  (15)

для шестірні:

,  (16)

 ;

для колеса:

, (17)

 .

Тоді розрахункова допустима контактна напруга:

Так як  потрібну умову виконано.

2.3 Розрахунок зубчатої передачі

Визначаємо міжосьову відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців:

, (18)

де  - коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподі-

лення навантаження по ширині вінця, , [1], с. 32;

 - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відста-

ні,

 

Вибираємо найближче значення міжосьової відстані зі стандартного ряду , [1], с. 36

Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

, (19)

.

Приймаємо стандартне значення модуля , [1], с. 36

Попередньо приймаємо кут нахилу зубців

Визначаємо число зубців шестірні і колеса:

, (20)

Приймаємо , тоді:

,  (21)

.

Приймаємо .

Уточняємо значення кута нахилу зубців:

, (22)

.

Кут нахилу зубців .

Основні розміри шестерні і колеса

діаметри поділювані:

,  (23)

 ,

, (24)

,

перевірка:

,  (25)

 ,

діаметри вершин зубців:

, (26)

 ,

,  (27)

 ,

ширина колеса:

, (28)

 , приймаємо

ширина шестерні:

,  (29)

 .

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

, (30)

.

Окружна швидкість колес:

,  (31)

 .

При такій швидкості для шевронних коліс треба прийняти 8 ступінь точності, [1], c.32.

Розраховуємо коефіцієнт навантаження:

, (32)

Приймаємо коефіцієнти , [1], c.39,

, [1], c.40.

.

Перевіряємо контактну напругу за формулою:

,  (33)

 .

Так як , умови міцності виконано.

Сили, які діють в зачепленні:

окружна:

,  (34)

 ,

радіальна:

,  (35)

 ,

Перевіряємо зубці на витривалість за напругою:

,  (36)

де  - коефіцієнт нагрузки;

 - коефіцієнт, що враховує форми зубців і залежить

від еквівалентного числа зубців.

Визначаємо коефіцієнт нагрузки:

, (37)

Приймаємо , [1], c. 43, , [1], c. 43.

Визначаємо еквівалентне число зубців:

у шестерні:

, (38)

,

у колеса:

, (39)

.

Вираховуємо допустиму напругу при розрахунку на витривалість шестірні й колеса:

 (40)

Для сталі 45 покращенної до :

, [1], с. 44. (41)

для шестірні:

 ,

для колеса:

 .

Визначаємо коефіцієнт безпеки:

(42)

Приймаємо , [1], с. 48

Допустима напруга при розрахунку на витривалість шестірні й колеса:

 ,

 .

Знаходимо відношення . (43)

Приймаємо , , [1], с.42

для шестірні:

 ,

для колеса:

 .

Подальший розрахунок ведемо для зубців колеса, так як для нього знайдено менше значення.

Визначаємо коефіцієнт , який враховує розподіл навантаження між зубцями:

,  (44)

.

Розраховуємо коефіцієнт  для 8 ступені точності, який враховує розподіл навантаження між зубцями:

, (45)

де  - коефіцієнт торцевого перекриття,, [1], c.47;

п – ступінь точності коліс, п = 8

Перевіряємо міцність зубців колеса за формулою:

 

Так як , умови міцності виконано.

2. 4 Проектний розрахунок валів редуктора.

Рисунок 2 - Ведучий вал

Визначаємо діаметр вихідного кінця вала:

,  (46)

 .

Так як даний вал збирається з валом електродвигуна за допомогою муфти, то приймаємо

(47)

 , приймаємо  .

Визначаємо діаметр ступеня вала під підшипник:

,  (48)

 .

Рисунок 3 - Ведений вал

Визначаємо діаметр вихідного кінця вала:

, (49)

 .

Приймаємо стандартне значення із ряду:

 , [1], c.162

Визначаємо діаметр ступеня під підшипник:

,  (50)

 , приймаємо стандартне значення

 

Визначаємо діаметр вала під колесо:

, (51)

 .

Визначаємо діаметр буртика для упора колеса:

, (52)

 .

Шестірню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначенні вище.