А.2 Подбор редуктора

Редуктор подбирается по каталогу [1]. Исходные данные для подбора редуктора: u = 3,15; Т₃ = Т_тх = 109,85 Н·м; п₂= п_бх= 475 мин^–1; режим работы Н – непрерывный (конвейеры работают практически непрерывно).

П

57 58

о каталогу выбираем редуктор ЦУ-100, у которого номинальный вращающий момент на тихоходном валу Т_тх = 250 Н·м; номинальная радиальная нагрузка на тихоходном валу F_бх.r = 2000 Н; номинальная радиальная нагрузка на быстроходном валу F_тх.r = 500 Н; КПД η_ред=0,98.

При выборе редуктора следует выбирать и вариант сборки (положение концов тихоходного и быстроходного валов), согласно заданной кинематической схемы принимаем вариант сборки – 21.

Таким образом, полное обозначение редуктора при заказе будет:

редуктор ЦУ-100 -3,15-21У2 ГОСТ 21426-75,

где ЦУ – тип редуктора (цилиндрический универсальный);

100 – межосевое расстояние, мм;

3,15 – передаточное число;

21 – вариант сборки;

У – климатическое исполнение (У – умеренный, С – северный, Т – тропический климат);

2 – категория размещения.

А.3 Расчет клиноременной передачи

Расчет клиноременной передачи начинают с выбора типа ремня. По рисунку 3.3 при передаваемой мощности Р₁ = 1,86 кВт, п₁ = 1425 мин^-1 выбираем тип ремня – А.

Диаметр ведущего шкива, расположенного на валу электродвигателя равен

= 127,1…150,2 мм

где мощность Р₁ – в Вт.

Найденное значение превышает D_наим. Принимаем диаметр ведущего шкива D₁ = 130 мм по приложению 2.

Диаметр ведомого шкива равен

= 397,96 мм,

где ε = 0,02 – для клиновых кордтканевых ремней.

Принимаем D₂ = 400 мм.

Фактическое передаточное число

= 3,14.

Отклонение от заданного передаточного числа составляет = 4,67%, что недопустимо.

Следовательно, необходимо изменить диаметры шкивов. Принимаем

D₁ = 140 мм, тогда

= 428 мм, принимаем D₂ = 420 мм.

Фактическое передаточное число u_рп.ф = 3,06,

тогда = 2%, что допустимо.

Предварительное значение межосевого расстояния

а = С·D₂ = 420 мм, при С = 1.

Длина ремня равна

= 1766 мм

принимаем стандартную длину ремня l = 1800 мм.

При стандартной длине ремня уточняем межосевое расстояние

= 437,98 мм

Принимаем межосевое расстояние а = 438 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего (малого) шкива

= 143,56⁰, что допустимо.

С целью обеспечения требуемой долговечности проверяем ремень на число пробегов в секунду n_П = V/l = 5,8 c^–1, что допустимо. Скорость ремня V= π·D₁·n₁ /60 = 10,45 м/с.

Для передачи требуемой мощности определяем количество ремней в передаче = 1,04,

где [р_о] =2,59 по таблице 3.5; К_α = 0,91 по таблице 3.1; К_l = 1,01 по таблице 3.6.

Принимаем два ремня типа А-1800 ГОСТ 1284.1-80*.

А.4 Расчет открытой передачи.

Передаточное число u = 3

А.4.1 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес открытой передачи применяются стали высокой твердости, т.к. при работе возможно попадание абразивных материалов (песок, грязь, пыль и т.п.) в рабочую зону, и как следствие повышенный износ зубьев.

П

59 60

ринимаем материалы и вид термообработки для зубчатых колес:

- для шестерни. Сталь 40Х; т.о. – улучшение; твердость Н_НВ1=290 ед. (из диапазона 269…302 ед. Из диапазона возможно принятие среднего значения ).

- для колеса. Сталь 45; т.о. – улучшение; твердость Н_НВ2=250 ед. (из диапазона 235…262 ед.)

А.4.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются по таблице 5.1:

- для зубьев шестерни [σ]_H1 = 1,8 · 290+67=589 МПа;

- для зубьев колеса [σ]_H2 = 1,8· 250+67=517 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

- для зубьев шестерни [σ]_F1 = 1,03 · 290=299 МПа;

- для зубьев колеса [σ]_F2= 1,03 · 250=257 МПа.

А.4.3 Определение основных геометрических параметров

Первоначально необходимо рассчитать параметры для определения модуля

m ≥ , мм .

= 1,5, учитывая I режим нагружения.

Учитывая вышеприведенные рекомендации, примем число z₁ = 20 зубьям. Тогда z₂ = z₁^.u = 20 · 3 = 60 зубьев.

Коэффициенты формы зуба = 4,07 при z₁ = 20 и = 3,63 при z₂ = 60 (таблица 5.3).

Т.к. / = 4,07 / 299 = 0,0136 < / = =3,63/257=0,0141, принимаем расчетные данные по шестерне.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y_ε определяется по формуле Y_ε =1/ε_{α ,} где коэффициент торцевого перекрытия ε_α для передач без смещения можно определить по приближенной формуле

ε_α = 1,88 – 3,2 · (1/ z₁ + 1/ z₂ ) = 1,88 – 3,2· (1 / 20 + 1 / 60) = 1,67 и =1/1,67=0,599.

Для прямозубых зубчатых колес (в основном, это открытые передачи) коэффициент угла наклона линии зуба =1.

Принимаем значение = 7 (учитывая режим нагружения, который задан как I).

Допускаемое напряжение с учетом замечания = / 2 = 299 / 2 = 149,5 МПа

m ≥ = 3,4 мм

Принимаем по ГОСТ (п.5.2.1) m = 4 мм.

Предварительные размеры.

Делительные диаметры:

d₁= z₁· m = 4 · 20 = 80 мм;

d₂= z₂· m = 4 · 60 = 240 мм;

Межосевое расстояние a_w = (d₁ + d₂) / 2 = (80 + 240) / 2= 160 мм

Это минимальное межосевое расстояние а_w и как основной параметр для открытой зубчатой передачи выбираем конструктивно, по заданной кинематической схеме (рис.А.2).

Рисунок А.2

По данной схеме расстояние С с учетом расположения опор промежуточного вала 4 (рис.2.2) должно быть не менее 100 мм, таким образом

а_wЗП = С + 132 = 232 мм, где размер 132 мм принимается по каталогу [1]. По приложению Б принимаем а_{w ЗП} = 240 мм. Выбранное значение может не соответствовать значениям из ряда а_w по ГОСТ 2185-66, т.к. этот ряд предназначен для редукторных (закрытых) передач.

При принятом межосевом расстоянии а_{w ЗП} = 240 мм для определения уточненных параметров зубчатых колес изменяем модуль m при тех же числах зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, т.к. увеличение модуля увеличивает размеры зубьев, что повышает прочность зуба.

Модуль m = 2· а_{w ЗП} / [ z₁ · (u + 1)] = 2·240 / [20·(3+1)] = 6 мм

Принимаем по ГОСТ (п.5.2.1) m = 6 мм.

Д

61 62

елительные диаметры

шестерни d₁ = 6·20 = 120 мм;

колеса d₂ = 6·60 = 360 мм.

Ширина колеса b₂ = 7· 6 = 42 мм. Принимаем b₂ = 42 мм (Приложение Б).

Ширина шестерни b₁ = 42 + (3…5) = 45…47 мм. Принимаем b₁ = 45 мм (Приложение Б)

Диаметр вершин

шестерни d_a1= 120 + 2·6 = 132 мм;

колеса d_a2= 360 + 2·6 = 372 мм.

Диаметр впадин

шестерни d_f1= 120 - 2,5·6 = 105 мм;

колеса d_f2= 360 - 2,5·6 = 345 мм.

Окружная скорость с учетом угловой скорости (1.10)

v = 99,43·120 / (2 ·1000) = 5,96 м/с.

Назначаем степень точности (табл. 5.2) – 8-ю.

Силы в зацеплении

окружная = 109,84·10³ / 120 = 915,33 Н;

радиальная = 915,33·0,364 = 333,18 Н.

А.4.4. Проверка зубьев шестерни на изгибную прочность.

= 45 / 120 = 0,375

= 2,01 (табл.5.4) при ≤ 0,4 и схеме передачи 1 (рис.5.3). При режиме нагружения I коэффициент Х = 0,75.

= 2,01· (1 - 0,75) + 0,75 = 1,25.

K_Fv = 1,57 при 8-й степени точности и v = 5,96 м/с (произведена интерполяция).

= 4,07 (проверку проводим по шестерне).

K_Fд = 1, т.к. ₁> .

=(1·1,25·1,57·1·4,07· 915,33) / (45·6) =27,08 МПа.

Отклонение = (27,08 - 149,5) ·100 / 149,5 = -81,89 %. Столь значительное отклонение объясняется увеличенным по сравнению с минимальным значением межосевом расстоянии.

Проверку зубьев колеса на прочность при изгибе выполняют по условию

,

где = / 2= 257 / 2 = 128,5 МПа.

= 27,08·3,63 / 4,07 = 24,15 МПа.

₂ = (24,15 - 128,5) ·100 / 128,5 = -81,2 % . Столь значительное отклонение объясняется увеличенным по сравнению с минимальным значением межосевом расстоянии.

Проверка зубьев шестерни на контактную прочность.

= 2,4 (табл.5.4) при ≤ 0,4 и схеме передачи 1 (рис.5.3). При режиме нагружения I коэффициент Х = 0,75.

= 2,4 · (1 - 0,75) + 0,75 = 1,35.

K_Нv = 1,23 при 8-й степени точности и v = 5,96 м/с.

K_Hд = , т.к. ₁> или K_Hд = = 0,8 при режиме нагружения I (табл.5.8). Тогда T_HE1 = 0,8 · 109,84= 87,87 Н^.м.

_H1=(3,2·10⁵/0,240· 3) =

=202 460 807,73 Па = 202,46 МПа < = 589 МПа.

Многократный запас прочности по контактным напряжениям объясняется относительно высокой твердостью поверхности зубьев, принятой вследствие возможного абразивного изнашивания и большим межосевым расстоянием, принятым по конструктивным соображениям.

Остальные конструктивные размеры зубчатых колес принимаются по [2].