Редуктор - это механизм  состоящий из зубчатых или   червячных

передач, заключенный   в   отдельный   закрытый    корпус.  Редуктор

предназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышения крутящего момента.

Редукторы делятся по следующим признакам:

- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:

- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:

- по  типу  зубчатых  колес - на цилиндрические,  конические,или коническо-цилиндрические;

- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные, вертикальные, наклонные:

- по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную. с раздвоенной ступенью.

1. Анализ кинематической схемы

Наш механизм состоит из привода электромашинной (1), муфты (2),  цилиндрической шестерни (3), цилиндрические колеса (4), конической шестерни (5), конического колеса (6), валов (7,6,9) и трех пар подшипников качения. Мощность на ведомом валу N₃=9,2 кВт, угловая скорость п₃= 155 об/мин, привод предназначен для длительной  работы, допускаемое отклонение скорости  5%,




2. Кинематический расчет привода


2.1.  Определяем общий КПД привода

h=h₁*h₂*h₃³*h₄

Согласно таблице 5 (1) имеем

h₁=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи;

h₂=0,9 - КПД конической передачи;

h₃=0,98 - КПД подшипников качения;

h₄=0,98 - КПД муфты

h = 0,93 * 0,98³ * 0,9 * 0,98 = 0,77
2.2. Определяем номинальную мощность двигателя

N_дв=N₃/h=11,9 кВт
2.3. Выбираем тип двигателя по таблице 13 (2). Это  двигатель

А62 с  ближайшим  большим  значением  мощности 14 кВт.  Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения 1500 об/мин.

2.4. Определяем передаточное число привода

i = i_ном/n₃ = 1500/155 = 9,78

2.5. Так  как  наш механизм состоит из закрытой цилиндрической передачи и открытой конической  передачи,  то  разбиваем  передаточное число на две составляющих:

i = i₁  * i₂

По таблице б (1) рекомендуемые  значения  передаточных  отношений цилиндрической передачи  от  2  до  5;  конической  -  от  1  до  3 по ГОСТ 221-75. Назначаем стандартные передаточные числа i₁ = 4, i₂ = 2,5.

2.6. Уточняем общее передаточное число

i = g.5 * 4 = 10


2.7. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения выходного вала



где  - допускаемое отклонение скорости по заданию.
2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений



2.9. Зная частные передаточные отношения определяем частоту вращения каждого вала:

Таким образом, частота вращения выходного вала находится в пределах допустимой.
2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами механизма с учетом передаточных отношений и КПД:









2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами
2.12. Построим график распределения крутящего момента  и мощности по валам привода



3. Определение

геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

3.1. Для  колес  со стандартным исходным контуром,  нарезаемым без смещения режущего инструмента  (х  =  0),  число  зубьев  шестерни рекомендуется выбирать в пределах от 22 до 26. Выбираем  Z₁ = 22

3.2. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z₁ * i₁ = 22 * 4 = 88

3.3. Определяем межосевое расстояние по формуле



где K_a   - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43;

 - коэффициент  ширины  венца шестерни расположенной симметрично относительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4;

i₁   - передаточное число;


T₂   - вращающий момент на тихоходном валу;
По таблице  3.1 (3) определяем марку стали для шестерни - 40Х. твердость > 45HRC: для колеса - 40Х. твердость  350НВ.

По таблице 3.2 (3) для шестерни  для колеcа  предназначенных для длительной работы.

Тогда



Полученное значение межосевого  расстояния  для  нестандартных передач округляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров, A_W  = 100 мм.

3.4. Определяем модуль зацепления по формуле

где К_m, - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 5,8;





 допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом по таблице 3.4 (3).

Тогда



Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из колес > 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2.
3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:



3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес



Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то есть Z = 100.

3.7. Определяем число зубьев шестерни

3.8. Определяем число зубьев колеса         

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 20 == 80

3.9. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение



следовательно передаточное число выбрано верно.

3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу

	Параметры	Формулы	Колесо
1	Число зубьев	Z2	80
2	Модуль нормальный, мм	mn=m	2
3	Шаг нормальный, мм		6,28
4	Угол исходного контура
5	Угол наклона зубьев
6	Торцовый модуль, мм		2,03
7	Торцовый шаг, мм		2,03
8	Коэффициент головки зуба	H	1
9	Коэффициент ножки зуба	С  rn > 1	0.25
10	Диаметр делительной окружности, мм	d = Z * mt	162.4
11	Высота делительной головки зуба, мм	ha = h * m	2
12	Высота делительной ножки зуба, мм	Hf = (h + C)*m	2,5
13	Высота зуба, мм	h = ha + hf	4.5
l4	Диаметр окружности выступов, мм	da= d + 2 ha	166.4
15	Диаметр окружности впадин, мм	df=d - 2hf	155,4
16	Межосевое расстояние, мм	A = 0,5 (d1 + d2)	100
17	Ширина венца, мм		40

4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи

4.1 Определяем делительный диаметр колеса



где  определены заранее

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес равен 1;

V_Н- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен  1.

Тогда                



Полученное значение внешнего делительного диаметра   колеса округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3).

d_е4 =250 мм
4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса


4.3. Определяем внешнее конусное расстояние

4.4. Определяем ширину зубчатого венца



4.5. Определяем внешний окружной модуль

где К_fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, равен 1; (3)

V_f  = 0,85 - коэффициент вида конических колес.  (3)



Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть m = 5 мм.

4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни

4.7. Определяем фактическое передаточное число.

4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:

делительный ;



вершин зубьев =109,28 мм;

= 253,71 мм;

впадин зубьев  = 90,72 мм;

= 246,3

5.4. Выбираем предварительно подшипники качения. По таблице 7.2 (3) для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d₂= 50мм. Это подшипник легкой широкой серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 16⁰, C_r=62 kH.

5.5. Вычерчиваем   ступени вала по размерам, полученным в ориентировочном   расчете и   определяем   расстояния между точками приложения реакций подшипников.

5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической   передачи.

5.7. Определяем реакции опор:

а) вертикальная плоскость

б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях  A, B, C (рис.5.1)






в) горизонтальная плоскость,









Проверка:

г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях  A, B, C (Рис.5.1)

M_YC = 0,

M_YB = F_t * l₁ = 4580 * 52 = 238160 Нмм,

M_AY = 0,

д) строим эпюры крутящих моментов(Рис.5.1)

5.8. Определяем суммарные реакции опор




5.9. Определяем   суммарные   изгибающие моменты  в        наиболее нагруженном сечении В



5.10. Определяем приведенный момент


5.11. Определяем   диаметр   вала исходя из третьей теории прочности



где  = 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.

Полученное значение вала под   подшипником   округляем   до ближайшего стандартного

d = 40 мм.

В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм.

5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие.

Для закрепления на валах колес применяют шпонки. Размеры призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9 мм, 1 = 38 мм.

5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле

где T - передаваемый валом крутящий момент;

  - допускаемое напряжение на смятие по табл. 3.2 (3)  260 Н/мм²


         

5.14. Условие прочности при деформации среза проверяется по формуле



где - допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм²

6. Проверочный расчет подшипников
6.1. Пригодность   подшипников   определяется   сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В   результате расчетов имеем : угловая скорость вала , осевая сила в зацеплении - F_а = 1530 Н,   реакции в подшипниках - R_XB = 3400 Н, R_YB= 7557 Н. В результате расчета нам необходимо уменьшить размеры ранее выбранного подшипника, это подшипник легкой широкой серии 7508 c характеристиками: d = 40мм,   D = 80 мм,  Т = 25 мм,   С_r = 56 кН,  е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.

Подшипники установлены по схеме враспор.

6.2. Определяем осевые составляющие радиальных реакций

R_g1 = 0,83 e R_BY = 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H,

R_g2 = 0,83 e R_BX = 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H,

6.3. Определяем осевую нагрузку подшипника     

R_a1= R_s1= 1188 Н,  R_a2 = R_s1 + F_a = 2718 H.

6.4. Определяем отношения:



где V          - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно табл.9.1 (3) V = 1.

6.5. По   соотношению   0,35 < 0,381 и 0,36 < 0,381 выбираем формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки, восприни­маемой подшипником, R_e ; R_e= VR_rK_g K_T,

K_g - коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (3) K_g =1,2,

К_T - температурный коэффициент, по табл. 9.5 (3)  =1, K_T тогда

R_e = 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H,

6.6. Определяем динамическую груэоподъемность



где L_h - требуемая долговечность подшипника, при длительной работе привода, принимаем 5000 ч.

C_rp < С_r ,  значит подшипник пригоден к применению.