Чернавский Курсовое проектирование

Примеры расчета и проектирования приводов§

12.1. Проектирование привода

С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.1).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, F_л = 8,55 кН; скорость ленты V_л = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана D_б = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

Формулы для расчета зубчатых колес см. гл. III, цепной передачи — гл. VII, валов — гл. VIII, подшипников - гл. IX.

Рис. 12.1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей:

1-электродвигатель; 2 - муфта; 3 - одноступенчатый редуктор; 4 - цепная передача; 5 - приводной барабан; 6 - лента конвейерная

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематическим расчет (рис. 12.2)

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

Мощность на валу барабана .

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

Рис. 12.2. Кинематическая схема привода:

А - вал барабана; В - вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С — 2-й вал редуктора

В табл. П.1 (см. приложение) по требуемой мощности Р_тр = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (см. 6 1.3, гл. I, возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора i_р = 3 ÷ 6 и для цепной передачи i_ц = 3 ÷ 6, i_o6щ = i_pi_u = 9 ÷ 36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6УЗ, с параметрами Р_дв = =15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ. 19523 — 81). Номинальная частота вращения n_дв = 1000 - 26 = 974 об/мин, а угловая скорость

Проверим общее передаточное отношение:

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36) u_р = 5, для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В
Вал С
Вал А

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

K_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; коэффициент безопасности

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент К_Нβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.2), 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 в случае несимметричного расположения колес, значение К_Нβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора u = u_р = 5/

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = =200 мм (см. с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 ÷ 0,02) a_w = (0,01 ÷ 0,02)200 = 2 ÷ 4 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2,5 мм (см. с. 36).

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]

Принимаем z₁ = 26; тогда z₂ = z₁u = 26·5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

ширина колеса = 0,4 • 200 = 80 мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. с. 32).

Коэффициент нагрузки

Значения К_Нβ даны в табл. 3.5; при = 1,275, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Нβ ≈ 1,155.

По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности К_Нα≈ ≈1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v ≤ 5 м/с имеем K_Hv = =1,0. Таким образом, К_Н = 1,155 · 1,08 · 1,0= 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) гл. VIII]:

окружная

радиальная

осевая .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):

.

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FβK_Fv (см. с. 42). По табл. 3.7 при ψ_bd = 1,275, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ, = 1,33. По табл. 3.8. K_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент К_F = 1,33 • 1,3 = 1,73; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

у шестерни

у колеса

Y_F1, = 3,84 и Y_F2 = 3,60 (см. с. 42).

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350

Для шестерни для колеса . [S_F] = [S_F]' [S_F]" – коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле (3.24)], где [S_F]^’ = 1,75 (по табл. 3.9), [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса .

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5 и 8-й степени точности K_Fα = 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):

Условие прочности выполнено.