 |
Расчет зубчатых колес редуктора
|
|
|
|
Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана
Исходные данные
Рис. 1 Привод галтовочного барабана:
1 – двигатель; 2 – передача клиновым ремнем; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 – галтовочный барабан; I, II, III, IV – валы, соответственно, – двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1
| Окружная сила на барабане F, кН | 1,1 |
Окружная скорость барабана  , м/с
| 2,5 |
Диаметр барабана  , мм
| 900 |
Допускаемое отклонение скорости барабана  , %
| 4 |
Срок службы привода  , лет
| 6 |
Определим ресурс привода
Ресурс привода
=365*6*8*2*0,85=29784 ч
где: Lh – ресурс привода;
Lr=6 – срок службы привода, лет;
tc=8 – продолжительность смены, ч;
Lc=2 – число смен;
k=0,85 – коэффициент простоя;
Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определим номинальную мощность и номинальную частоту вращения двигателя, передаточное число привода и его ступеней
Мощность исполнительного механизма:
=1100*2,5=2,75кВт
где: F – окружная сила на барабане, Н;
V – окружная скорость барабана, м/с;
Частота вращения исполнительного механизма:
об/мин
где: D – диаметр барабана, мм;
Общий КПД приводящего механизма:
=0,97*0,97*0,992*0,995=0,917
где: η – КПД приводящего механизма;
ηз.п. – КПД пары цилиндрических колес косозубой передачи;
ηрем – КПД клиноременной передачи;
ηподш – КПД пары подшипников качения;
ηм – КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;
Требуемая мощность двигателя:
Вт
По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности P=3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У3 с параметрами Pдв= 3,0 кВт и скольжением s=4,7%.
|
|
|
Номинальная частота вращения:
nэд=n*(1-s)=1000*0,953=953 об/мин
Угловая скорость вращения вала электродвигателя:
рад/с
Передаточное число приводящего механизма:
Т.о. передаточное число ременной передачи Nр=4, передаточное число цилиндрической косозубой передачи Nз.п=4,48
Вращающий момент на первом валу:
Н*м
2.2 Рассчитаем 
и запишем данные в таблицу.
1 вал – вал электродвигателя
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
2 вал – быстроходный вал редуктора
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
3 вал – тихоходный вал редуктора
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
4 вал – вал рабочего механизма
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
Таблица 2
| Номер вала | n, об/мин | ω, с-1 | P, кВт | T*103, Н∙мм |
| 1 вал | 953 | 99.7 | 3 | 30.09 |
| 2 вал | 256.46 | 27.77 | 2.88 | 103.71 |
| 3 вал | 53.1 | 5.55 | 2.765 | 498.2 |
| 4 вал | 53.1 | 5.55 | 2.751 | 495.67 |
Расчет клиноременной передачи
По номограмме в соответствии с P=3кВт и n=953 об/мин выбираем ремень сечения А для которого минимальный расчетный диаметр малого шкива d1min=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d1=100 мм
ε=0,015 – коэффициент скольжения;
Принимаем d2=353 мм
Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
Минимальное межосевое пространство:
где h – высота сечения ремня
Расчетная длина ремня:
По ГОСТ 1284 – 80 принимаем Lр=1120 мм
Межосевое расстояние по стандартной длине:
Окружная скорость ремня:
м/с<[25]
Количество клиновых ремней:
Сила предварительного натяжения одного клинового ремня:
|
|
|
Н
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:
Н
Определим силу давления ремней на вал:
Н
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
Допускаемые контактные напряжения:
где: 
– предел контактной выносливости;
– коэффициент долговечности;
– коэффициент безопасности;
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
для шестерни
МПа
для колеса
МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
МПа
Требуемое условие 
выполнено.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
мм
где: 
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
– коэффициент ширины венца;
– передаточное число редуктора;
;
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 мм.
Нормальный модуль зацепления:
мм;
Принимаем по ГОСТ 9563* 
мм;
Примем предварительно угол наклона зубьев 
и определим число зубьев шестерни и колеса:
Уточненное значение угла наклона зубьев:
β=12,83°.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
мм;
мм;
Проверка: 
мм;
диаметры вершин зубьев:
мм;
мм;
ширина колеса: 
мм;
ширина шестерни: 
мм;
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес:
м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
При 
, твердости 
и симметричном расположении колес относительно опор 
. При 
м/с и 8-й степени точности 
. Для косозубых колес при 
м/с 
.
Таким образом, 
Проверка контактных напряжений:
МПа< 
Силы, действующие в зацеплении:
окружная 
Н
радиальная 
Н
осевая 
Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Коэффициент нагрузки 
.
|
|
|
При , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор 
. Для косозубых колес 8-й степени точности, твердости и м/с 
.
Таким образом, коэффициент 
– коэффициент, учитывающий форму зуба
Для шестерни 
Для колеса 
При этом 
и 
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
Для стали 45 улучшенной при твердости 
.
Для шестерни 
МПа;
Для колеса 
МПа.
[SF]=[SF] [SF]» – коэффициент безопасности
[SF]=1,75 [SF]«=1
Получаем [SF]=[SF]̒[SF]«=1,75*1=1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
МПа
для колеса 
МПа
Находим отношение 
:
для шестерни 
МПа
для колеса 
МПа
Определяем коэффициенты 
и 
:
;
для средних значений коэффициента торцового перекрытия 
и 8-й степени точности 
.
Проверяем прочность зуба колеса:
МПа< 
МПа
Условие прочности выполнено.
Расчет валов редуктора
|
|
|
