СОДЕРЖАНИЕ
с.
ЗАДАНИЕ 2
1 ОПИСАНИЕ ПРОЕКТИРУЕМОГО РЕДУКТОРА 3
2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
РАСЧЕТ 5
3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА 7
4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 13
5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА 14
6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА
РЕДУКТОРА 15
7 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 16
8 ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 20
9 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА 22
10 ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 25
11 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ
СОЕДИНЕНИЙ 27
12 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 28
Список литературы
Приложение А Спецификация
ЗАДАНИЕ
НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода ленточного конвейера (рис. 10.1).
Полезное усилие, передаваемое лентой конвейера , Рл=9,0 кН; скорость ленты
ʋл=1,4 м/с; диаметр приводного барабана Dб=420мм. Редуктор не реверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.
1.
Выбор электродвигателя и кинематический
расчет
По табл.1.1 примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3 = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4 = 0,99.
Общий КПД привода
η=η1η22η3η4= 0,98·0,992·0,92·0,99 = 0,875.
Требуемая мощность электродвигателя
Угловая скорость барабана
Частота вращения
При
выборе электродвигателя учитываем
возможность пуска транспортера с полной
загрузкой. Поэтому выбираем двигатель
с повышенным пусковым моментом.
В табл. П5 (см. приложения) по требуемой мощности подходят двигатели АОП2-71-6, N=17 кВт, nдв=970 об/мин и АОП2-62-4, N=17 кВт, nдв=1440 об/мин.
Двигатели с меньшей частотой вращения не рекомендуются из-за относительно большой массы.
Двигатель АОП2-71-6:
Передаточное
отношение
Намечаем ориентируясь на табл. 1.2(см.
гл. I),
частные передаточные числа редуктора
iр=5;
цепной передачи
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:
n
1=
nдв=970
об/мин;
;
Двигатель АОП2-62-4:
Передаточное
отношение
Намечаем ориентируясь на табл. 1.2(см.
гл. I),
частные передаточные числа редуктора
iр=5;
цепной передачи
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:
n1=
nдв=1440
об/мин;
;
Из двух названных марок предпочтение следует отдать второй ,так как этот двигатель подходит по значениям частоты вращения и угловой скорости.
2. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристикам (табл.3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка-улучшение, 110 твердость на 30 единиц ниже НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
где
-
предел контактной
выносливости при базовом числе циклов.
По ([1] гл.3 табл.3.2) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
2HB
+ 70
КHL-
коэффициент долговечности; при числе
циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации
редуктора, принимают КHL
=1; коэффициент безопасности
1,15.
Принимаем допускаемое значение по колесу
Н/мм2
Вращающий момент на валу шестерни
Коэффициент Кнβ, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (см. рис.10.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно (по табл.3.1.) как случае, несимметричного расположения колес, значение Кнβ =1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по ([1] гл.3 формуле 3.7)
мм,
Здесь
принято
.Ближайшее стандартное значение
= 200 мм.
Нормальный модуль зацепления
,
мм;
принимаем
=
2,5 мм.
Примем
предварительно угол наклона зубьев
= 10° и
определим
числа зубьев шестерни и колеса :
Принимаем
=26;
тогда
Уточнённое значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
мм;
мм;
Проверка:
мм,
диаметры вершин зубьев:
мм;
мм;
ширина
колеса
мм;
ширина
шестерни
мм
= 85мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с.
При
такой скорости следует принять 8-ю
степень точности.
Коэффициент нагрузки
Значения
даны в табл.3.5;
при
,
твердости
НВ 350 и
несимметричном расположении колес
относительно опор с учетом изгиба
ведомого вала от натяжения цепной
передачи
1,155.
По
табл.3.4 при
=3,38 м/с и 8-й
степени точности
1,08.
По табл.3.6 для
косозубых колес при
5 м/с имеем
=
1,0. Таким образом,
.
Проверка контактных напряжений по формуле 3.6:
<
[σ]Н
Силы, действующие в зацеплении: [см. гл.VI, формулы 6.3 и 6.4 ]
окружная 
Н;
радиальная
Н;
осевая 
Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по
формуле 3.25:
.
Здесь
коэффициент нагрузки
.
По
табл.3.7 при
1,275,
твердости <HB 350 и несимметричном
расположении зубчатых колес относительно
опор
=
1,33. По табл.3.8
=
1,3.
Та
ким
образом, коэффициент KF
= 1,33 ·1,3 =
1,73.
YF
– коэффициент
прочности зуба по местным напряжениям,
зависящий от эквивалентного числа
зубьев
(см.
пояснение к формуле 3.25):
у
шестерни 
у
колеса 
При
этом
=
3,84 и
=
360.
Допускаемое напряжение по формуле 3.24
.
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости
НВ
350
1,8НВ.
для
шестерни
1,8·230 = 415 Н/мм2;
для колеса 1,8·200=360 Н/мм2.
-
коэффициент
запаса прочности [см.
пояснение к формуле 3.24],
где
=1,75,
=1
.Следовательно,
=
1,75.
Допускаемые напряжения:
для
шестерни
=
Н/мм2;
для
колеса
=
Н/мм2.
Находим
отношения
:
для
шестерни
=
62 Н/мм2;
для
колеса
=
57,5 Н/мм2.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты
и
[см.
пояснение к формуле 3.25]:
;
для
средних значений коэффициента торцового
перекрытия
и 8-й степени точности
Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25:
Условие прочности выполнено.