содержание

 

      Задание на проектирование

     Спроектировать  одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру.

     Кинематическая  схема:

     

     1. Электродвигатель.

     2. Муфта электродвигателя.

     3. Шестерня.

     4. Колесо.

     5. Муфта барабана.

     6. Барабан ленточного конвейера. 

     Технические требования: мощность на барабане конвейера  Р_б=8,2 кВт, частота вращения барабана n_б=200 об/мин.

 

      1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

 

     КПД пары цилиндрических зубчатых колес  η_з=0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η_п.к=0,99; КПД муфты η_м=0,96.

     Общий КПД привода

     η_общ=η_м²·η_п.к³·η_з=0,97²·0,99³·0,96=0,876

     Мощность  на валу барабана Р_б=8,2 кВт, n_б=200 об/мин. Требуемая мощность электродвигателя:

     Р_дв= = =9.36 кВт

     Интервал  рекомендуемых оборотов двигателя:

     N_дв=n_б·(2...5)= = 400…1000 об/мин

     Выбираем  электродвигатель, исходя из требуемой мощности Р_дв=9,36 кВт, электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А160M6У3, с параметрами Р_дв=11,0 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя:

     n_дв= об/мин.

     Передаточное  число i=u= n_ном/ n_б=731/200=3,65

     Определяем частоты вращения и угловые скорости на всех валах привода:

     n_дв= n_ном=731 об/мин

     n₁= n_дв=731 об/мин

      об/мин

     n_б=n₂ = 200,30 об/мин

     

     

     

      ,

     где - частота вращения электродвигателя;

        - номинальная частота вращения электродвигателя;

        - частота вращения быстроходного вала;

        - частота вращения тихоходного вала;

         i=u - передаточное число редуктора;

        - угловая скорость электродвигателя;

         -угловая скорость быстроходного вала;

         -угловая скорость тихоходного вала;

         -угловая скорость приводного барабана. 

     Определяем мощность и вращающий момент на всех валах привода:

     Р_дв=Р_треб = 9,36 кВт

     Р₁=Р_дв ·η_м=9.36·0,97=9,07 кВт

     Р₂=Р₁·η_п.к²·η_з=9,07·0,99²·0,96=8,53 кВт

     Р_б=Р₂· η_м·η_п.к=8.53·0,99·0,97=8,19 кВт

     где -  мощность электродвигателя; 

            - мощность на валу шестерни;

            - мощность на валу колеса;

            - мощность на валу барабана.

     Определяем вращающий момент электродвигателя и вращающие моменты на всех валах привода:

       

     где - вращающий момент электродвигателя;

           - вращающий момент быстроходного вала;

           - вращающий момент тихоходного вала;  

           - вращающий момент приводного барабана.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

 

     Для шестерни и колеса выбираем материалы  со средними механическими характеристиками:

     - для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

     - для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

     Рассчитываем  допускаемые контактные напряжения по формуле:

      ,

     где σ_{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

           К_HL – коэффициент долговечности;

           [S_H] – коэффициент безопасности.

     Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

     σ_{H lim b}=2НВ+70;

     К_HL принимаем равным 1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности [S_H] =1,1.

     Для косозубых колес расчетное допускаемое  контактное напряжение определяется по формуле:

     

     для шестерни = МПа

     для колеса = МПа.

     Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

       МПа.

     Условие выполнено.

     Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

      ,

     где - твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем в интервале (1 – 1,15). Примем =1,15;

              ψ_ba=0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψ_ba = 0,4;

              K_a= 43 – для косозубых и шевронных передач;

              u - передаточное число. и = 3,65;

      .

     Принимаем межосевое расстояние , т.е. округляем до ближайшего целого числа.

     Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

     m_n= = мм;

     принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=2 мм.

     Примем  предварительно угол наклона зубьев β = 10^о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

     Z1=  

     Принимаем z₁=34, тогда число зубьев колеса  z₂=z₁·u=34·3.65=124,1. Принимаем z₂=124.

     Уточняем  значение угла наклона зубьев:

     

     Основные  размеры шестерни и колеса:

     диаметры  делительные:

     

     Проверка: мм;

     диаметры  вершин зубьев:

     d_a1=d₁+2m_n=68,86+2·2=72,86 мм;

     d_a2=d₂+2m_n=251,14+2·2=255,14 мм;

     диаметры впадин зубьев:d_f1=d₁ - 2m_n=68,86-2·2=64,86 мм;

                                               d_f2=d_{2 -}  2 =251,14-2·2=247,14 мм;      

        определяем ширину колеса :               b2=

       определяем ширину шестерни:             b₁=b₂+5мм =64+5=69 мм.

         Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

     

     Окружная  скорость колес и степень точности передачи:

     

     При такой скорости для косозубых  колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

     

       К_Нβ принимаем равным 1,04.

       

      , т.к. твердость материала  меньше 350НВ.

     

     Таким образом, K_H=1,04·1,09·1,0=1,134.

     Проверяем контактные напряжения по формуле:

     

     Рассчитываем  перегруз:

     

     Перегруз в пределах нормы.

     Силы, действующие в зацеплении:

     окружная:

      ;

     радиальная:

      ,

     где =20⁰ -угол зацепления в нормальном сечении;

           =9,07⁰ -угол наклона зубьев. 

     осевая:

       

     Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле:

      .

      ,

     где =1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

      =1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);