Редуктор состоит из червяка и червячного колеса, которые расположены на валах. В свою очередь опорами валов являются однорядные роликовые конические подшипники.

На ведомом валу червячного редуктора расположена ведущая звездочка открытой цепной передачи, которая установлена консольно относительно опор. Цепная передача предназначена для передачи вращающего момента между валами, расположенными на больших расстояниях друг от друга, и увеличения вращающего момента и понижения частоты вращения.

Данный привод рассчитан на 15*10³ часов.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.

1.1. Общий к.п.д. привода:

η = η ₁*η ₂*η ₃*η ,

где η ₁ = 0, 98 – к.п.д., учитывающий потери в муфте;

η ₂ = 0, 8 – к.п.д., учитывающий потери в червячной передаче;

η ₃ = 0, 92 – к.п.д., учитывающий потери в цепной передаче;

η ₄ = 0, 99 – к.п.д., учитывающий потери в одной паре подшипников

качения.

η = 0, 98*0, 8*0, 92*0, 99³ = 0, 7 [1, с.6]

1.2. Требуемая мощность электродвигателя.

Р_дв.тр.= ,

где Р₃ = F_t*V=7.7*1=7, 7, кВт

Р_дв.тр.= = 11, кВт

1.3. Требуемая частота вращения электродвигателя:

Д*n_дв.тр.= n₃*Д*u,

где n₃ = =47, 8, об/мин

Д*u =u₁*u₂ – диапазон возможных общих передаточных чисел;

здесь u₁ =8…40 –минимальное и максимальное значение передаточного числа

червячной передачи;

u₂ = 2…6 - минимальное и максимальное и значение передаточного числа цепной передачи;

Д*u = 8*2…40*6 = 16…240 [1, с.6]

n_дв.тр.=47, 8(16…240) =764, 8…11472, об/мин

1.4. Выбор электродвигателя.

По каталогу [1, с 12, с 13] выбираем электродвигатель.

Таблица 1

Характеристика электродвигателя

Тип двигателя	Испол-нение	Мощность P, кВт	Число пар полюсов	Асинхрон- ная частота вращения nдв., об/мин		d1, мм.	l1, мм
4А160S6	IM1081

1.5. Передаточное число привода:

u = = 20, 4

1.6. Разбивка передаточного числа между ступенями:

u = u₁*u₂

Из стандартного ряда чисел выбираем:

u₁ = 8; тогда u₂ = = 2, 5

1.7. Мощность, частота вращения и вращающие моменты на валах.

1.7.1.Ведущий вал редуктора:

P₁ = P_дв.тр. *η ₁*η ₄ = 11*0, 98*0, 99 = 10, 67, кВт

n₁ = n_дв. = 975, об/мин

ω ₁ = = 102, 05, рад/с

T₁ = Н*м

1.7.2. Ведомый вал редуктора:

P₂ = P₁ *η ₂*η ₄ = 10, 67*0, 8*0, 99 = 8, 45, кВт

n₂ = = 121, 9, об/мин

ω ₂ = = 12, 76, рад/с

T₂ = =662, 2, Н*м

1.7.3. Вал барабана:

P₃ = P₂*η ₃*η ₄ = 8, 45*0, 92*0, 99 = 7, 7, кВт

n₃ = = 48, 75, об/мин

ω ₃ = = 5, 1, рад/с

T₃ = =1510, Н*м

Таблица 2

Результаты кинематического расчёта привода редуктора

2. Расчёт червячной передачи редуктора.

2.1. Число заходов червяка, число зубьев червячного колеса.

=z₁*u₁ ≥ 28,

где z₁ – число заходов червяка,

- предварительное число зубьев червячного колеса.

При u₁=8 z₁=4

=4*8=32 ≥ 28.

Окончательно:

z₁=4, z₂=32

2.2.Предварительная скорость скольжения

=(1, 8…6, 6)*n₂*10^-3* ,

где n₂ – частота вращения червячного колеса;

Т₂ – вращающий момент на червячном колесе;

z₂ – число зубьев червячного колеса.

=(1, 8…6, 6)*121, 9*10^-3* =

=(1, 8…6, 6)*3, 373=6, 07…22, 2, м/с

=6, 5, м/с

Степень точности n=8 [2, с.3]

2.3.Материал червяка и зубчатого венца червячного колеса

2.3.1.Червяк: материал – сталь 40ХН, термообработка – улучшение + закалка ТВЧ до Н > 48HRC; σ _в = 920МПа; σ _т = 750МПа; червяк эвольвентный, шлифуемый. [2, c.4]

2.3.2.Венец червячного колеса

При =8, м/с – Бр010Ф1 отливка в к…..; σ _в = 275МПа, σ _т = 200МПа

[2, с.4]

2.4. Допускаемые контактные напряжения

[2, с.5]

где К_HL – коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность;

К_HL= ,

Здесь N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка; При постоянной нагрузке N= 60*n₂*t_∑ .

Здесь t_∑ =15*10³ - срок службы привода

N= 60*121, 9*15*10³=10, 97*10⁷.

К_HL= =0, 98

С_V = 0, 8 – коэффициент, учитывающий износ материала; [2, с.5]

=194, МПа

2.5. Допускаемые напряжения изгиба

где К_FL– коэффициент долговечности при расчете на изгиб;

К_FL= ,

К_FL= =0, 6

, МПа

2.6. Коэффициент нагрузки (предварительный)

K =K *K ,

где K - предварительный коэффициент концентрации нагрузки;

K - предварительный коэффициент динамической нагрузки.

Примем K =1, 3 [2, с.6]

2.7. Межосевое расстояние, мм

а =

где z₂=32

q= - коэффициент диаметра червяка;

q ≥ 0, 25*z₂; q ≥ 0, 25*32=8, что соответствует стандартному значению

а = =173, 3, мм

В соответствии со стандартом принимаем а =200, мм [2, с.8]

2.8. Модуль зацепления, мм

m= =10, мм,

что соответствует стандартному значению.

2.9. Коэффициент смещения

x= -0, 5*(z₂+q) ≤ ± 1

x= -0, 5*(32+8) =0

2.10. Угол подъема витков червяка на делительном цилиндре

γ =arctg ;

γ =arctg =26, 5°

2.11. Угол подъема витков червяка на начальном цилиндре

γ _W=arctg ;

γ _W=arctg =26, 5°

2.12. Уточнение скорости скольжения, м/с

V_ск= ,

где V_W1 – окружная скорость на начальном цилиндре червяка;

V_W1= =4, м/с

V_ск= =4, 4, м/с

Степень точности n=8 [2, с.3]

2.13. Уточнение допускаемых контактных напряжений

,

где σ _В=230, МПа,

К_HL=0, 7,

С_V = 0, 985 [2, с.6]

=239, МПа

2.14. Уточнение коэффициента нагрузки

k = k_β *k_ν ,

где k_β =1 при постоянной нагрузке;

k_ν =1, 4; [2, с.9]

k = 1*1, 4=1, 4

2.15. Расчетное контактное напряжение, МПа

σ _Н= ≤ [σ ]_H, МПа

σ _Н= =156, МПа,

Отклонение расчетного σ _Н от допускаемого [σ ]_H

Δ _{σ Н} = 100%

Δ _{σ Н} = 100%=34, 7%

2.16. Геометрические размеры червяка и червячного колеса

2.16.1. Делительный диаметр

d₁=m*q=7*8=56, мм

d₂=m*z₂=7*32=224, мм

2.16.2. Начальный диаметр, мм

d_W1=m*(q+2x)=7*(8+2*0)=56, мм

d_W2= d₂=m*z₂=7*32=224, мм

2.16.3. Диаметр вершин витков червяка и зубьев колеса, мм

d_а1= d₁+2m=56+2*7=70, мм

d_a2= d₂+2m=224+2*7=238, мм

2.16.4. Диаметр впадин витков червяка и зубьев колеса, мм

d_f1= d₁-2, 4m=56-2, 4*7=39, 2, мм

d_f2= d₂-2, 4m=224-2, 4*7=207, 2, мм

2.16.5. Наибольший диаметр колеса, мм

d_aМ2 ≤ d_a2+k*m, [2, с.10]

где k =1 при z₁=4

d_aМ2 = 238+1*7=245, мм

2.17. Длина нарезки червяка, ширина венца колеса, мм

Для шлифуемых червяков:

b₁= +4*m, [2, с.11]

где ≥ при z₁=4

≥ (12, 5+0, 09*z₂)*m [2, с.11]

≥ (12, 5+0, 09*32)*7=107, 66, мм

= 108, мм

b₁=108+4*7=136, мм

При z₁=4 b₂ ≤ 0, 67* d_а1

b₂ ≤ 0, 67* 70=46, 9, мм

b₂=46, мм

2.18. Коэффициент полезного действия

η =0, 95 , где ρ = 1, 5°– угол трения [2, с.11]

η =0, 95 =0, 89

2.19. Уточнение мощности Р₁ и вращающего момента Т₁ на валу червяка

Р₁= =3, 15, кВт

Т₁= =21, 04 Н*м

2.20. Силы в зацеплении

2.20.1. Окружная сила на червяке F_t1, равная осевой силе на колесе F_a2

F_t1 = -F_а2 = =751, 4, Н

2.20.2. Окружная сила на колесе F_t2, равная осевой силе на червяке F_a1

F_t2 = -F_а1 = =1338, 8, Н

2.20.3. Радиальная сила на червяке F_r1, равная радиальной силе на колесе F_r2, где α = 20°– угол зацепления

F_r1 = -F_r2 = F_t2*tgα _W=1338, 8*tg20°=487, 3, H

2.21. Расчетное напряжение изгиба, МПа

где Y_F2– коэффициент формы зуба колеса;

Z_V2 - эквивалентное число зубьев червячного колеса;

Y_F2=1, 63 [2, с.12]

k=1, 4 - коэффициент нагрузки

=6, 64, МПа ≤ [σ ]_F2

2.22. Проверка передачи червячного редуктора на нагрев

2.22.1. Площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади ребер и бобышек, м² :

А=20*а_W^{1, 7}=20*0, 14^{1, 7}=0, 71, м²

2.22.2. Рабочая температура редуктора без искусственного охлаждения, град.

Редуктор без искусственного охлаждения, град.

t⁰ = ,

где t⁰ – температура корпуса редуктора при установившемся режиме работы, град;

t =20° - температура окружающего воздуха, град;

[t⁰]=75^°C…95°C – максимально допустимая температура нагрева масла, град;

K_Т=12 – коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения, Вт/м^{2 °}С;

ψ =0, 3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму.

t⁰ =

3. Расчет цепной передачи.

3.1. Число зубьев звездочек

3.1.1. Ведущей:

z₁=31-2*u₂

где u₂=4, 67 – передаточное число цепной передачи

z₁=31-2*4, 67=21, 66

z₁=22

3.1.2. Ведомой:

z₂= z₁* u₂

z₂=22*4, 67=102, 74

z₂=103

3.2. Шаг цепи

t=60* , мм

где P₂=2, 807кВт – мощность на ведущей звездочке, кВт

z₁=22, n₂=178, 75об/мин – число зубьев и частота вращения ведущей звездочки;

K_m=1- коэффициент, учитывающий число рядов цепи; [3, с.4]

=29МПа - допускаемое удельное давление в шарнире; [3, с.5]

K_Э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

K_Э= K_g*K_a*K_n*K_p*K_c*K_см

Здесь K_g=1- динамический коэффициент;

K_a=1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

K_n=1 – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

K_p=1, 25 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

K_c=1, 5 – коэффициент, учитывающий способ смазки;

K_см=1, 25 – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи.

[3, с.4]

K_Э=1*1*1*1, 25*1, 5*1, 25=2, 344

t=60* =23, 184, мм

Ближайшее стандартное значение t=25, 4мм [3, с.6]

3.3. Проверка цепи по частоте вращения.

n₂ ≤ [n₂]

где [n₂]=800об/мин – допускаемая для цепи частота вращения [3, с.7]

n₂=178, 75об/мин < [n₂]

3.4. Проверка цепи по давлению в шарнире

p ≤ [p]

где [p] – допускаемое давление в шарнире;

p – давление в шарнире.

p= , МПа,

здесь F_t – окружная сила;

F_t= , Н,

где Р₂=2, 807кВт – мощность на ведущей звездочке;

V_Ц – скорость цепи;

V_Ц= , м/с

V_Ц= =1, 66 м/с

F_t= =1728, 9 Н

А_оп=179, 7мм² – площадь опорной поверхности шарнира;

[p]= [p₀]* [1+0, 01*(z₁-17)], МПа

здесь [p₀]=23МПа - допускаемое давление в шарнире при z₁=17 [3, с.6]

[p]= 23* [1+0, 01*(22-17)]=24, 15 МПа

p= =22, 55 МПа ≤ [p]

3.5. Межосевое расстояние

a=40*t=40*25, 4=1016, мм

3.6. Число звеньев цепи

z_Σ = 2 =107

3.7. Уточнение межосевого расстояния

a= =

= =444, 56мм

3.8. Стрела провисания

f_Ц=0, 02*а=0, 02*444, 56=8, 89мм

3.9. Диаметр делительной окружности звездочек

d_д1= =178, 48мм

d_д2= =832, 89мм

3.10. Диаметр наружных окружностей звездочек

D_a1=t*

=25, 4* =189, 52мм

где D =15, 88, мм – диаметр ролика цепи [3, с.6]

D_a2=t*

=25, 4* =845, 36мм

3.11. Силы, действующие на цепь

а) окружная: F_t = 1728, 9H;

b) центробежная: F_Ц = q_m*V =2, 6*1, 66²=7, 16, Н

где q_m =2, 6, кг/м – масса 1м длины [3, с.6]

c) от провисания цепи:

F_f = 9, 81*K_n*q_m*a=9, 81*1*2, 6*0, 44456=11, 34Н

3.12. Расчетная нагрузка на валы

F=F_t+2*F_f=1728, 9+2*11, 34=1751, 6Н

3.13. Коэффициент запаса прочности

S= ,

где [S]=8, 2 – нормативный коэффициент запаса прочности [3, с.8]

Q=60кН – разрушающая нагрузка [3, с.8]

S= ,

4. Предварительный расчет валов