§ 12.4. Проектирование привода с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором и цепной передачей

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ.

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный коничес­кий прямозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, что и в примере § 12.1: полезная сила на ленте конвейера F_Л — 8,55 кН; скорость ленты v_Л= 1,3 м/с; диаметр барабана D_б = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для дли­тельной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес η₁ =0,97;

Рис. 12 14. Привод ленточного конвейера

с коническим редуктором и цепной передачей:

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

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

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников ка­чения, η ₂= 0,99;

КПД открытой цепной передачи η₃=0,92;

коэффициент, учитывающий потери в опорах вала привод­ного барабана, η ₄ = 0,99.

Общий КПД привода

η = η₁ η₂² η₃ η₄ =0,97·0,99²·0,92·0,99=0,869.

Мощность на валу барабана Р_б = F_лv_л = 8,55·1,3 = 11,1 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Р_тр = = 12,8 кВт выбираем такой же электродвигатель, как и в при­мере § 12.1: трехфазный короткозамкнутый серии 4А закры­тый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ с параметрами Р_дв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 — 81). Номинальная частота вращения

Общее передаточное отношение привода

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 12289-76 (см. с. 49) и_р = 3,15; тогда для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	п1 = пдв= 974 об/мин	101,5 рад/с
Вал С	п2 об/мин	рад/с
Вал А	пб= 62 об/мин	= 6,5 рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

Т₂ = Т₁и_р = 126·10^3·3,15 = 400·10³ Н·мм.

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. § 3.4.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшен­ную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшен­ную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения [по формуле (3.9)]

МПа.

Здесь принято по табл. 3.2 для колеса = 2HB + 70 = = 2·245 + 70 = 560 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности =1

Коэффициент безопасности примем [S_Н] = 1,15.

Коэффициент К_Нβ при консольном расположении шестер­ни — К_Нβ = 1,35 (см. табл. 3.1).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию — 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса [по формуле (3.29)]

в этой формуле для прямозубых передач K_d = 99; передаточ­ное число и = и_р = 3,15;

Принимаем по ГОСТ 12289 — 76 ближайшее стандартное значение d_e2 =315 мм (см. с. 49).

Примем число зубьев шестерни z₁ = 25.

Число зубьев колеса

z₂ =z_l u = 25·3,15 =78,75.

Примем z₂ = 79. Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3 %.

Внешний окружной модуль

округлять т_е до стандартного значения для конических ко­лес не обязательно).

Уточняем значение

d_e2 = m_e z₂ =4·79 = 316 мм.

Отклонение от стандартного значения составляет , что допустимо, так как менее до­пускаемых 2%.

Углы делительных конусов

сtg δ₁ = u = 3,16; δ₁ =17°34';

δ₂ = 90° - δ₁ = 90° - 17°34' = 72°26'.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

мм;

мм

Принимаем b = 48 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1 = m_e z₁ = 4·25 = 100 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁ =2 (R_e - 0,5b) sin δ₁ = = 2 (166 - 0,5·48) sin 17°34' = 85,77 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

d_ae1 = d_e1 + 2m_e cos δ₁ = 100 + 2·4·cos 17°34' = 107,62 мм;

d_ae2 =d_e2 + 2m_e cos δ₂ = 316 + 2 4·cos 72°26' = 318,41 мм.

Средний окружной модуль

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

м/с.

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффи­циент нагрузки:

По табл. 3.5 при ψ_bd = 0,56, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий рас­пределение нагрузки по длине зуба, К_Hβ = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, K_Hα = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в за­цеплении, для прямозубых колес при v ≤ 5 м/с K_Hv = 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, К_н = 1,23-1,0-1,05 = 1,30.

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27):

Силы в зацеплении:

окружная

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Н;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

F_a1 = F_r2 = F_t tga sin δ₁ = 2940· tg20° · sin 17°34' ≈ 322 H.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.31)]:

Коэффициент нагрузки K_F = K_FβK_Fv

По табл. 3.7 при ψ_bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350 значения K_Fβ = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности K_Fv = 1,45 (значение взято для 8-й сте­пени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, K_F = 1,38 · 1,45 = 2,00.

Y_F — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев :

для шестерни ;

для колеса

При этом Y_F1 = 3,88 и Y_F2 == 3,60 (см. с. 42). Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносли­вость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8·270 ≈ 490 МПа;

для колеса = 1,8··245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности[S_F] = [S_F]'[S_F]". По табл. 3.9 [S_F]' = 1,75; для поковок и штамповок [S_F]" = 1. Таким образом, [S_F] = 1,75 • 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносли­вость:

для шестерни ;

для колеса

Для шестерни отношение

Для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полу­ченное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса: