1.8.1 Электродвигатель

(об/мин).

(Н∙мм).

Здесь мы расчет привода выполняем по требуемой мощности двигателя (кВт), считая, что работа привода постоянная (постоянное тяговое усилие на ленте F=6000 Н).

1.8.2 Закрытая зубчатая передача редуктора

(об/мин) – частота вращения входного вала редуктора.

(об/мин) – частота вращения выходного вала редуктора.

(Н∙мм) – крутящий момент на входном валу редуктора.

(Н∙мм) – крутящий момент на выходном валу редуктора.

1.8.3 Открытая зубчатая передача

На входном валу открытой передачи частота вращения (об/мин), крутящий момент (Н∙мм).

(об/мин) – частота вращения выходного вала открытой передачи.

(Н∙мм) – крутящий момент на выходном валу открытой передачи.

В дальнейшем при проектировании механических передач привода полученные передаточные числа, частоты вращения и крутящие моменты уточняют.

2 Расчет закрытой зубчатой передачи

Исходные данные:

Частота вращения шестерни об/мин

Частота вращения колеса об/мин

Крутящий момент на валу шестерни Н∙мм

Крутящий момент на валу колеса Н∙мм

Передаточное число редуктора u_ред=4

Мощность на валу шестерни 10,8 (кВт)

Мощность на валу колеса 10,3 (кВт)

Условия эксплуатации: нагрузка постоянная; работа в 3 смены; срок службы 8 лет.

2.1 Выбор материала шестерни и колеса и их термообработки

В зубчатых передачах общего назначения экономически целесообразно применять зубчатые колеса с твердостью HB350. Рекомендуется в редукторах выполнять шестерню и колесо из стали одной и той же марки, при этом твердость шестерни должна быть выше на 30 единиц HB, чем колеса. По табл. 3.1 /1/ выбираем по передаваемой редуктором мощности материал шестерни и колеса, их твердость и термообработку.

При передаваемой мощности более 10 кВт рекомендуемая марка стали 40ХНМА, термообработка – улучшение, твердость шестерни HB₁=350, колеса HB₂=320.

2.2 Определение основных параметров передачи

2.2.1 Предварительно ожидаемая окружная скорость

4 (м/с)

где V’ – окружная скорость, м/с;

P₁ – мощность на валу шестерни, кВт;

n₁ и n₂ – частоты вращения шестерни и колеса, об/мин.

При окружной скорости V до 6 м/с применяют прямозубые колеса (угол наклона зуба β=0°).

2.2.2 Определение межосевого расстояния

Для прямозубых передач:

(мм)

где a’ – межосевое расстояние, мм;

u – передаточное число зубчатой передачи (редуктора);

Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Н∙мм;

k’_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки; k’_Hβ=1..1,15 при симметричном расположении колеса относительно опор (по табл. 3.2 /1/); примем k’_Hβ=1,08;

k’_HV – коэффициент динамичности; можно предварительно принять k’_HV=1;

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; определяют для колеса как менее прочного в зацеплении:

(Н/мм²),

где S_H=1,1 – коэффициент безопасности;

HB₂=320 – твердость материала колеса;

ψ_a – коэффициент ширины колеса, принимают ψ_a=0,315.

2.2.3 Определение модуля зацепления

Окончательно модуль принимаем из сокращенного ряда стандартных значений: …1,6; 2,0; 2,5…

Примем m=1,6 мм.

2.2.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Для прямозубой передачи

2.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Шестерни – , колеса –

2.2.6 Уточнение передаточного числа зубчатой передачи

2.2.7 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

(мм); (мм)

Фактическое межосевое расстояние:

(мм)

Диаметры вершин зубьев:

(мм)

(мм)

Диаметры впадин зубьев:

(мм)

(мм)

Ширина колеса и шестерни:

(мм). Округляем до целого числа миллиметров: b₂=43 мм.

b₁=b₂+(3…5) мм= 43+4=47 (мм).

Выполняем эскиз зубчатого зацепления с указанием полученных размеров в мм – см. приложение Б.

2.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Для прямозубых передач:

,

где σ_H – фактическое контактное напряжение, Н/мм²;

а – фактическое межосевое расстояние, мм;

u_факт – уточненное передаточное число зубчатой передачи;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм;

k_Hβ – уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки; k’_Hβ=1,03 при симметричном расположении колеса относительно опор (по табл. 3.3 /1/) и отношении b₂/d₁=43/54,4=0,8;

k_HV – уточненное значение коэффициента динамичности; определяют по фактической окружной скорости и степени точности изготовления колес:

(м/с),

где V – окружная скорость, м/с;

d₁ – диаметр делительной окружности шестерни, мм;

n₁ – частота вращения шестерни, об/мин;

Для прямозубых колес при V≤6 м/с назначают 8-ю степень точности. При этом k_HV=1,05…1,1. Примем k_HV=1,06.

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

Тогда:

Н/мм²

В результате проверочного расчета фактическое контактное напряжение оказалось больше допускаемого на , что допустимо (допускается превышение до 5%).

2.4 Проверочный расчет передачи на изгиб

Расчет выполняется отдельно для шестерни и для колеса. Условия прочности:

– для шестерни,

– для колеса,

где σ_F1 и σ_F2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса;

Y_β – коэффициент наклона зуба; для прямозубых передач Y_β=1;

k_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки;

k_FV – коэффициент динамичности;

и – допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм².

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяют при коэффициенте смещения х=0 по эквивалентному числу зубьев. Для прямозубых передач , .

Y_F1=3,76 (по табл. /1/) при ;

Y_F2=3,60 (по табл. /1/) при .

Коэффициент концентрации нагрузки k_Fβ определяем по табл. 3.4 /1/ в зависимости от соотношения b₂/d₁=43/54,4=0,8: k_Fβ=1,08.

Коэффициент динамичности k_FV определяем по фактической окружной скорости V колес и степени точности их изготовления. Ранее определили (м/с). Для прямозубых передач k_FV=1,15 при V≤3 м/с.

Допускаемые напряжения изгиба:

(Н/мм²) – для шестерни,

(Н/мм²) – для колеса,

где S_F = 1,75 – коэффициент безопасности.

Тогда Н/мм²

Н/мм²

2.5 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила (Н);

Радиальная сила (Н);

Осевая сила для прямозубых передач F_a=0