Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий кпд привода находим по таблице 1.1 [1,с.5]:

h=h₁h₂h₃³, (1)

где h₁=0,98 – кпд зубчатой цилиндрической передачи;

h₂=0,95 – кпд клиноременной передачи;

h₃=0,99 – кпд пары подшипников качения.

h=0,98×0,95×0,99³=0,9.

Мощность на валу барабана:

, (2)

где F=2,5 кН – тяговое усилие на барабане;

V=1,6 м/с – скорость ленты.

Требуемая мощность электродвигателя:

(3)

где Р_б – мощность на валу барабана, кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4АМ132S6У3 с синхронной частотой вращения n₁=1000 мин-¹, с параметрами Р_дв=5,5 кВт и номинальная частота вращения n_дв=965 об/мин[1, с.390].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

; (4)

Частота вращения вала барабана:

; (5)

где D=410 мм – диаметр барабана.

Общее передаточное отношение:

u=n_дв/n_б; (6)

u=965 / 74,57 = 12,94.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с.36]:

U₂=5,

тогда передаточное число клиноременной передачи:

u₁ =u / u₂; (7)

u₁= 12,94 / 5 = 2,59.

Частота вращения:

– на валу электродвигателя:

n_дв=965 мин^-1;

– на ведущем валу:

n₁=n_дв/u₁;

n₁=965/ 2,59 = 372,6 мин^-1;

– на ведомом валу:

n₂=n₁/u₂;

n₂=372,6 / 5 = 74,52 мин^-1;

- на валу барабана:

n₃=n₂;

n₃= 74,52 мин^-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя w_дв=100 c^-1;

на ведущем валу:

w₁=w_дв/u₁= 100/ 2,59 = 38,61 с^-1;

на ведомом валу:

w₂=w₁/u₂;

w₂=38,61 / 5 = 7,72 с^-1;

на валу барабана:

w₃=w₂;

w₃= 7,72 с^-1.

Вращающие моменты:

на валу электродвигателя:

(8)

на ведущем валу:

Т₁=Т_дв u₁h₁h₄=55×2,59×0,95×0,99=133,97 Н м;

на ведомом валу:

Т₂=Т₁ u₂h₂h₄;

Т₂=133,97×5×0,98×0,99 =650 Н×м;

на валу барабана:

Т_б=Т₂ =650 Н×м.

Таблица 1

	Число оборотов, n, мин-1	Угловая скорость, w, с-1	Крутящий момент, Т, Н×м
Вал двигателя
Ведущий вал I редуктора	372,6	38,61	133,97
Ведомый вал II редуктора	74,52	7,72
Вал барабана	74,52	7,72

 

2. Расчет клиноременной передачи

Принимаем тип ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(26)

Принимаем d₁=125 мм.

Диаметр большего шкива:

d₂=u₁d₁(1-e); (27)

d₂=2,59×125×(1–0,01)=320,51 мм.

Принимаем d₂=315 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение:

d=

что меньше допускаемого ±4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=125 мм и d₂=315 мм.

Межосевое расстояние:

a_min=0,55(d₁+d₂)+T₀; (28)

a_min =0,55(125+315)+10,5=252,5 мм.

a_max=d₁+d₂; (29)

a_max=125+315=440 мм.

Принимаем a_р=346 мм.

Расчетная длина ремня:

(30)

Принимаем по ГОСТ L=1400 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

; (31)

Угол обхвата меньшего шкива:

(32)

Скорость ремня V, м/с, определяется по формуле:

(33)

.

Частота пробегов ремня U, с^-1:

(34)

Число ремней z определяется по формуле:

(35)

где Р – мощность, передаваемая клиноременной передачей;

Р=Р_дв=5,5 кВт;

Р₀ – мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1, c.132]:

Р₀=1,56 кВт;

– коэффициент режима работы [1, c.136]: С_р=1,1.

– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c.135]:

С _l =0,86;

– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135]:

C_a=1.

Принимаем z=5.

Сила предварительного натяжения ремня F₀, H,:

(36)

где – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

[1,c.136]:

Сила давления на вал F_В, Н:

(37)

Канавки шкивов клиноременных передач по ГОСТ 20889-80 [1, с.138]:

для ремня сечения Б:

l_p=14,0 мм; h=10,5 мм; h₀=4,2 мм; f=12,5 мм; e=19,0 мм; a=34⁰.

Ширина шкива В, мм:

B=(z–1)e+2f; (38)

В=(5–1)×19+2×12,5 = 101 мм.

Расчет цепной передачи

Определяем число зубьев ведущей звездочки:

(4.1)

Принимаем

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(4.2)

Принимаем

Определяем фактическое передаточное отношение

(4.3)

Определяем отклонение от полученного ранее U:

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки

(3.5)

где К_д – динамический коэффициент, К_д=1;

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, К_а=1;

К_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, К_н=1;

К_{р –} коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи, К_р=1,25;

К_см – коэффициент, учитывающий способ смазывания цепи, К_см=1,4;

К_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, К_п=1.

Определяем шаг цепи t, мм:

t= 2,8 ; (3.6)

; (3.7)

t= 2,8

По ГОСТу 13568-75 принимаем большее ближайшее значение t=31,75 мм.

Выбираем цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-75,имеющую:

Шаг цепи t=31,75 мм;

Разрушающую нагрузку Q=88,5 кН;

Массу одного метра цепи q=3,8 кг/м

Проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=262 мм².

Проверяем цепь с шагом t=31,75 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения, следовательно, условие выполнено, так как 96,5 < 800 об/мин.

Определяем расчетное давление p, МПа:

(3.8)

где – окружная сила, передаваемая цепью, Н;

, (3.9)

где V – фактическая скорость цепи, м/с.

(3.10)

м/с.

=3178 Н.

Условие нагружения цепи выполнено:

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах должно находиться в пределах: =а/t=30…50.

Принимаем =40.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

(3.11)

где – суммарное число зубьев:

(3.12)

(3.13)

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние а, мм:

(3.14)

1252 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей , мм, звездочек:

(3.15)

мм.

677,37 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(3.16)

где – диаметр ролика цепи, =15,88 мм;

Определяем центробежную силу ,Н:

(3.17)

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

, (3.18)

Н.

Определяем силу давления цепи на вал ,Н:

; (3.19)

Н.

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S:

; (3.20)

=23,8.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением ,

где – допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей. =7,6.

23,8>7,8.

Условие прочности выполнено.

 

Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 260 НВ, для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34, т.3.2]:

для шестерни

s_Hlimb1=2HB₁+70=2×260+70=590 МПа;

для зубчатого колеса

s_Hlimb2=2HB₂+70=2×240+70=550 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

для зубчатого колеса

где K_HL=1 – коэффициент долговечности [1, с.33],

[S_H]=1,1 – коэффициент безопасности [1, с.33].

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H]=0,45([s_H1]+[s_H2])=0,45×(540+500)=466 МПа. (9)

Требуемое условие [s_H]<1,23[s_H]₂=615 МПа выполнено.

Принимаем значение коэффициентов: [1, с.32]

K_HB=1,25; K_a=43; y_ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

; (10)

где Т₂=650 Н м – крутящий момент на ведомом валу;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:

a_w=180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01-0,02)a_w; (11)

m_n =(0,01-0,02)×180=1,8¸3,6 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]:

m_n=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.36]:

b=10⁰.

Определяем число зубьев:

шестерни

(12)

Принимаем z₁=23,

тогда число зубьев зубчатого колеса

z₂=z₁ u₁;

z₂=23×5=115.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

;

.

Откуда, b=16,6⁰.

Делительные диаметры:

шестерни

(13)

зубчатого колеса

;

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни

d_a1=d₁+2m_n;

d_a1=60+2×2,5=65 мм;

колеса

d_a2=d₂+2m_n;

d_a2=300+2×2,5=305 мм.

Ширина колеса:

b₂=y_baa_w; (14)

где y_ba=0,4 – коэффициент ширины венца;

b₂=0,4×180=72 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5;

b₁=72+5=77 мм.

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

y_bd= ; (15)

.

Окружная скорость колес:

(16)

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 9-ю степень точности.

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:

K_Hb=1,04; K_HV=1; K_Нa=1,08.

Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HbK_HVK_Ha;

К_Н=1,04×1×1,08=1,1232.

Проверяем контактные напряжения:

; (17)

Условие s_H<[s_H] выполнено: 444 < 466 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t= (18)

F_t

Радиальная

(19)

F_r

Осевая

F_a=F_ttgb; (20)

F_a=3555×0,2981 =1059 H.

Значение предела выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни

s_Flimb1=1,8HB₁;

s_Flimb1=1,8×260=468 МПа;

для колеса

s_Flimb2=1,8HB₂;

s_Flimb2=1,8×240=432 МПа.

Коэффициент безопасности:

[S_F]=[S_F]' [S_F]'';

где [S_F]'=1,75; [S_F]''=1 [1, c.44];

[S_F]=1,75×1=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

; (21)

для колеса

; (22)

Эквивалентное число зубьев:

шестерни

(23)

колеса

(24)

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:

Y_F1=3,8; Y_F2=3,6.

Находим отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]:

K_Fb=1,10.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:

K_FV=1,3.

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_FbK_FV;

К_F=1,1×1,3=1,43.

Определяем коэффициенты:

Y_b=1–b/140⁰;

Y_b=1–16,6⁰/140⁰=0,88;

K_Fa=0,92.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

; (25)

Условие s_F<[s_F]₂ выполнено, 84<246 МПа.

 

 

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: