ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилинд­рический косозубый редуктор и цепную передачу для привода глиноболтушки (рис.1).

Полезная мощность, передаваемая передачей Р₃ = 11,1 кВт; частота вращения n₃ = 62 об/мин; Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа двухсменная; срок службы 4 года, валы уста­новлены на подшипниках качения.

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

Рис.1 Привод глиноболтушки с цилиндрическим редуктором и цепной передачей:

1 — электродвигатель; 2— муфта; 3 —одноступенчатый редуктор;4—цепная передача; 5— приводной барабан.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ;

КПД открытой цепной передачи ;

КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, .

Общий КПД привода

Мощность на валу барабана кВт

Рис. 2 Кинематическая схема привода

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

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения барабана об/мин

Угловая скорость барабана

рад/с

При требуемой мощности кВт с учётом возможности привода состоящего из редуктора и цепной передачи выбираем электродвига­тель трехфазный короткозамкнутый

серии 4А, закрытый, обду­ваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения об/мин,

угловая скорость рад/с

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 , для цепной передачи .

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Н·мм;

на валу колеса

Н·мм

Таблица – 1.1 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал В	об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	об/мин	рад/с

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механи­ческими характеристиками:

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:

;

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической об работкой (улучшением)

;

— коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплул тации редуктора, принимают ;

коэффициент безопасности .

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле

;

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа.

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие

контакт зубьев. Принимаем как в случае несимметричного расположения колес, значение .

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

,

где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора

мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 мм..

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ; тогда .

Уточненное 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.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности.

. Коэффициент нагрузки

— коэффициент учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца; при ,

твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

При м/с и 8-й степени точ­ности .

Для косозубых колес при м/с имеем .

Таким образом, .

Проверка контактных напряжений

МПа .

Силы, действующие в зацеплении окружная Н;

радиальная Н;

осевая H.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки .

При , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор , .

Коэффициент ;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

и .

Допускаемое напряжение

Для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни МПа;

для колеса МПа..

- коэффициент безопасности, где , (для поковок и штампо­вок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа..

Находим отношения :

для шестерни МПа;

для колеса МПа..

Далее расчет ведётся для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

;

Для коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности

Проверка прочности зуба колеса:

;

МПа МПа.

Условие прочности выполнено.