Вступ

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату та служить для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгову або пасову передачу.

Призначення редуктора – пониження кутової швидкості та підвищення обертового моменту веденого вала у порівнянні з веденим валом.

Редуктори класифікують за наступними основними ознаками:

тип передачі ( зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні); число ступенів ( одноступеневі, двоступеневі і т. д.);

тип зубчастих коліс ( циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д. ); відносно розташування валів в просторі ( горизонтальні, вертикальні );

особливості кінематичної схеми ( розгорнута, співвісна, з роздвоєною ступінню).

Можливість отримання великих передаточних чисел при малих габаритах передачі забезпечують планетарні та хвильові редуктори.

Використання співвісної схеми в двохступеневих циліндричних редукторах дозволяє отримати менші габарити по довжині, що і є основною перевагою.

В співвісних редукторах швидкохідна ступінь переважно недовантажена. Це пояснюється тим , що зусилля , що виникають в зачепленні коліс тихохідної ступені, значно більше ніж в швидкохідній , а міжосьові відстані ступенів однакові. До числа недоліків співвісних редукторів відносять:

- великі габарити в напрямку геометричних осей валів;

- важкість змащення підшипників, що розташовані в середній опорі;

- велика відстань між опорами проміжного вала , що потребує збільшення його діаметра для забезпечення достатньої міцності та жорсткості.

1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Джерелом енергії приводу є електродвигун.

Коефіцієнт корисної дії приводу

де - ККД муфти (табл.2.1[1]);

- ККД закритої конічної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД косозубої циліндричної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД пари підшипників(табл.2.1[1]).

Розрахункова потужність двигуна

Де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю Р_дв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А160S4, закритий продувний потужністю =15 кВт з синхронною частотою обертання вала n_c=1500 хв^-1 і ковзанням S=2,3%.

Номінальна частота обертання вала двигуна:

Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу

З іншого боку

де - 2…5 діапазон передаточного числа закритої конічної передачі;

- 2…6 діапазон передаточного числа циліндричної відкритої косозубої передачі.

Враховуючи діапазон вибираю передаточне число відкритої передачі з таблиці 2.4 [1] 4,0. А розрахункове передаточне число u₂ визначаю за формулою

Підбираю з таблиці 2.2 [1] передаточне число, яке найближче то таблиці, . Величину відхилення дорівнює визначимо з формули

Остаточно приймаємо :

Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна

n_дв=1466 хв^-1;

Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)

n₁= n_дв=1466 хв^-1; с^-1;

Вихідний вал редуктора (тихохідний вал редуктора)

Вихідний вал приводу

Результати обчислень зводимо у таблицю 1

Таблиця 1 – Результати розрахунку приводу

№ вала	ni , хв-1	 , с-1	Т , Нм
Вал двигуна	1466	153,4	85,07
Вхідний вал редуктора	1466	153,4	84,22
Вихідний вал редуктора	366.5	38,35	320,17
Вихідний вал приводу	163,6	17,1	660,76

2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для закритої конічної передачі

Для виготовлення колеса – сталь марки 40, для шестірні сталь марки 50 (табл.3.2,[1]). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки згідно(табл.3.1,[1]) наступні:

для шестірні - Н=240 НВ, 530 МПа, 790 МПа;

для колеса - Н=210 НВ, 400МПа, 700 МПа.

У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)[1]

де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань N_НО.

Базу випробувань N_НО – визначаємо за формулою

;

.

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]), оскільки термічною обробкою є поліпшення, то

для шестірні =2Н_НВ+70=2240+70=550 МПа;

для колеса =2Н_НВ+70=2210+70=490 МПа.

Коефіцієнт довговічності Z_N обчислюємо за формулою

для зубців шестірні

;

для зубців колеса

.

Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі

.

Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4[1] в залежності від режиму навантаження і він рівний , а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою

;

,

де h – термін служби передачі в годинах;

n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв;

і – число одночасних зубчастих зачеплень.

Тоді

;

.

Так як для шестірні і колеса N_НО N_НЕ , то беремо Z_N1= Z_N2=1;

Коефіцієнт Z_R беремо рівним Z_R=1, при шорсткості поверхні зубців R_а=(0,63…1,25).

S_H – коефіцієнт запасу міцності. Вибирається з меж S_H= 1,1…1,2. Приймаємо S_H=1,1.