Проектирование одноступенчатых цилиндрических редукторов для машин непрерывного транспорта

 

1.2 Подбор материалов шестерни по заданному материалу колеса и определение допускаемых напряжений.

  Требуемая твердость ([1], стр.173,табл.9.6)

   НВ = 180…229;  Требуемая твердость ([1], стр.173,табл.9.6)

   НВ_1тр ³ НВ₂ + (20…30),

где НВ₂ – средняя твердость материала колеса.

   Подбор  материала шестерни производится из условия

   НВ₁ ³ НВ_1тр,

НВ₁ – расчетная твердость материала шестерни, определяется по зависимости

НВ₁=(180+229)/2=205

НВ₂=(175…185)=180.

     Допускаемые контактные напряжения ([1], формула 9.10):

, МПа,

где s_Hlimb – базовый предел контактной выносливости, МПа ([1], табл. 9.8);

К_HL – коэффициент долговечности ([1], стр. 151);

S_H – коэффициент безопасности ([1], стр. 151).

Для колеса: s_Hlimb2=2× НВ₂+70 = 2×205+70=480 МПа

Для шестерни: s_Hlimb1=2× НВ₁+70 = 2×180+70=3430 МПа

В дальнейших расчётах принимаем К_HL=1,  S_H =1,1 тогда: 

s_H2=0,9×(480×1)/0,1=392 МПа

s_H1=0,9×(430×1)/0,1=352 МПа

Расчёт прямозубой передачи будем вести по меньшему допускаемому напряжению s_H=352 МПа 

Допускаемые напряжения при расчете на усталость зубьев при изгибе: 

 

где sFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа (табл. П.3);

КFL – коэффициент долговечности, при твердости зубьев не более 350 НВ коэффициент

KFL= 1...2, более 350 НВ — KFL= 1...1,6;

КFC – коэффициент категории нагрузки; при односторонней нагрузке (нереверсивный редуктор)

KFC = 1;

SF – коэффициент безопасности, SF = 1,7...2,2 (большие значения для литых заготовок). 

Для колеса: s_Flimb2=440 МПа

Для шестерни: s_Flimb1=465 МПа 

₁=((465×1.3)/2) ×1= 367 МПа

₂=((440×1.3)/2) ×1= 347 МПа 

1.3. Определение расчетного  крутящего момента,  который может  передавать редуктор.  

Расчетный крутящий момент на колесе определяется по формуле:

, Н∙мм;

где KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, (табл.П.4);

Kа – коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления зубьев; для прямозубых колес Kа = 49,5

 
 

2. Кинематический расчет  привода. 

2.1. Определение скорости  вращения выходного  вала привода 

   Частота вращения выходного вала

   

= 77.84 мин^-1.

   Угловая скорость выходного вала

   

= 8,14 с^-1. 
 
 
 
 
 
 
 

2.2 Предварительное определение передаточного числа открытой зубчатой передачи  

    По  таблице П11 принимаются минимальные  и максимальные рекомендуемые значения передаточных чисел открытой зубчатой передачи. Допустимо также принимать минимально и максимально допустимые средние передаточные числа. Минимально и максимально допустимые значения общего передаточного числа привода

где uф – фактическое передаточное число редуктора;

u^!_{зп min} и u^!_{зп mах} – минимальное и максимальное значения передаточного числа открытой передачи.

u^!_{зп min} = 16

u^!_{зп mах} = 24 
 

2. 3 Определение требуемой частоты вращения электродвигателя 

Требуемая частота  вращения электродвигателя, об/мин

По табл. П8…П9 принимается соответствующее стандарт-ное значение синхронной частоты вращения электродвигателя nc, об/мин.

п^!_{тр min} = 16 × 77,84= 1245 об/мин

п^!_{тр mах} = 77,84 × 24= 1868 об/мин 

Принимаем n_c=1500, об/мин 

2.4 Ориентировочное значение общего передаточного числа 

 

 

2.5 Ориентировочное значение частоты вращения и угловой скорости тихоходного вала редуктора 

 

 

 
 
 

2.6 Расчёт требуемой мощности на тихоходном валу редуктора

 

где – TII = T2 (ф-ла 1.8) - вращающий момент на валу (равен вращающему моменту установленного на нем колеса)

 

2.7 Расчёт требуемой мощности и выбор электродвигателя 

где ηзз – к.п.д. одной ступни закрытой зубчатой передачи (табл. П7); ηпп - к.п.д. одной пары подшипников качения.

По табл. П8…П9 принимается асинхронный короткозамкнутый электродвигатель переменного тока напряжением 380 в.  

Типоразмер 132МИ

Мощность РЭ=11 кВт,

Синхронная частота вращения nc=1500 об/мин.

Скольжение (в  процентах и долях единицы) S = 2,8%

                                                                            S = 0,028

Кратность максимального  момента  =22

Диаметр вала электродвигателя d1=38мм. 

2.8 Уточнение кинематических параметров привода 

Общее передаточное число          

 где nф = n_с × (1-S)

где S – скольжение; подставляется в долях единицы 

nф = 1500× (1-0,028) = 1458

Передаточное число открытой зубчатой передачи

Частота вращения и угловая скорость быстроходного  вала редуктора (входного вала привода) nI = nф, об/мин;

 
 
 

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала редуктора

Мощность на I – валу редуктора

где РЭ – мощность выбранного электродвигателя;

      ηм – к.п.д. соединительной муфты (табл. П7).

Мощность на II – валу редуктора

Вращающий момент на быстроходном и тихоходном валах  редуктора соответственно

Здесь РI и РII подставляются в Вт, а ωI и ωII в рад/с.

 

3. Расчёт окружной  скорости в зацеплении  шестерни и колеса  и определение  степени точности передачи 

Окружная скорость                                

где d1 – делительный диаметр шестерни, мм (см. табл.1.2); nI – частота вращения вала шестерни, об/мин

 

Степень точности передачи определяется по табл.3.1.

Степень точности редуктора равна 9. 
 
 
 
 
 
 
 

4. Компоновка редуктора 

4.1 Проектный расчёт  валов 

      Проектный расчет вала заключается в определении  диаметра его выходного конца  и диаметров средних участков ([1], раздел 14.3). Под средними участками вала понимают те, на которых установлены шестерни или зубчатые колеса. Эти участки находятся между подшипниками вала, т.е. в средней его части. На стадии предварительного проектирования требуемый диаметр вала определяют расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения ([1], формула 14.7).