Проектирование горизонтального цилиндрического редуктора

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой

расчет привода

Определяем мощность на валу рабочей машины P₄ ,Вт по следующей формуле:

,

где  F- тяговое усилие, H

       v- скорость тяговой цепи, м/с

Определяем общий КПД привода:

,

где  – общий КПД привода;

 – КПД открытой ременной передачи;

 – КПД закрытой цилиндрически зубчатой передачи;

 – КПД пары подшипников качения;

 – КПД муфты;

 – КПД пары подшипников скольжения.

По таблице 2.2 [1] назначаем следующие значения КПД элементов привода: .

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя , Вт:

,

где  – мощность на валу рабочей машины, Вт.

.

Определяем частоту вращения вала рабочей машины :

где  D- диаметр тяговой звездочки, м

Определяем общее передаточное число привода :

,

где    – предварительное значение передаточного числа открытой ременной передачи;

         – предварительное значение передаточного числа закрытой зубчатой

передачи.

По таблице 2.3 [1] предварительно назначаем передаточное число ременной  передачи ; передаточное число цепной передачи .

.

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

,

где  – требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

 – частота вращения вала рабочей машины, об/мин.

.

По найденным значениям  и  по таблице К9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ132M8У3, мощность которого  кВт, частота вращения вала  об/мин.

Уточняем общее передаточное число привода  и отдельных его ступеней:

,

.

Принимаем передаточное число червячной передачи . Уточняем передаточное число цепной передачи:

;

.

Определяем частоты вращения , об/мин, и угловые скорости , рад/с, валов привода:

;

;        ;

;        ;

;        ;

;        ;

Определяем мощности , Вт, на валах привода:

;

;

;

.

Определяем крутящие моменты , Н·м, на валах привода:

;

;

;

;

.

Результаты расчета кинематических и силовых параметров привода сводим в таблицу 1. Данные параметры являются исходными данными для проектного расчета закрытой червячной и открытой цепной передач

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

     2. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

По таблице 3.5 /1,с.54/ определяем материал.

В зависимости от мощности выбираем в качестве зубчатых колес сталь 40Х:

       для шестерни– термообработка: улучшение + закалка ТВЧ;

       для колеса – термообработка: улучшение.

Механические характеристики материалов зубчатых колес записываем в таблицу 2.

Таблица 2  Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HRCЭ1ср НВ2ср	[s]H Н/мм2	[s]F Н/мм2
		Sпред
Колесо	40Х	125	У	47,5	652,135	150,97
Шестерня	40Х	80	У+ТВЧ	285,5	494,615	187,32

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]H1 и колеса [s]H2

Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL:

,

где - число циклов переменных напряжений соответствующие пределу;                                            

N – число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

где  - срок службы привода.

где  - срок службы привода, лет;

 – коэффициент годового использования,

,

,

где  – число смен,

Число циклов переменных напряжений, соответствующее пределу выносливости, находим по табл.3.3 /1,с.51/:

По табл.3.1 /1,с.49/ определяем допускаемое контактное напряжение [s]_HО, соответствующее числу циклов переменных напряжений :

 – для шестерни,

 - для колеса

Определяем допускаемое контактное напряжение :

 – для шестерни,

- для колеса.

.

При этом условии

 соблюдается.

Определение допускаемых напряжений изгиба  Н/мм², 

Где  - число циклов переменных напряжений для всех сталей,                                                   

соответствующее пределу выносливости,

 

По табл.3.1 /1,с.49/ определяем допускаемое напряжение изгиба_, соответствующее числу циклов переменных напряжений:

для шестерни [s]_FО1=310 Н/мм² в предположении, что m<3 мм;

для колеса

Определяем допускаемое напряжение изгиба

– для шестерни;

для колеса.

3. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

Определяем межосевое расстояние

где вспомогательный коэффициент;

коэффициент ширины венца колеса;

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Принимаем межосевое расстояние = 200 мм, округлив до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

                                                                       

Определяем модуль зацепления m, мм:

Определяем делительный диаметр колеса d₂, мм;

Определяем ширину венца колеса  мм:

Значения модуля m округляем до стандартного: m=3.

Определяем угол наклона зубьев для косозубой передачи  мм:

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубой передачи  :

 

Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

Определяем числа зубьев шестерни  и  косозубой передачи:

Округляем  до ближайшего целого числа:

Определим фактическое передаточное число  и проверить его отклонение  от заданного u:

Определить фактическое межосевое расстояние:

Определяем основные геометрические параметры передачи:

Делительный диаметр:

Диаметр вершины зубьев ,мм:

Диаметр впадин зубьев, мм:

Ширина венца:

Проверочный расчет

Проверит межосевое расстояние :

Проверка контактных напряжений:

где K – вспомогательный коэффициент (для косозубой передачи