передаётся на шестерню цилиндрического косозубого редуктора. За счёт сил в зацеплении вращающий момент передаётся зубчатому колесу. Далее момент передаётся ведомому валу, на выходном конце которого установлена муфта. Редуктор с помощью муфты связан с валом рабочей машины. Большинство рабочих машин имеют небольшую частоту вращения, поэтому требуется понизить частоту вращения и тем самым увеличить крутящий момент. Применение передачи клиновым ремнём позволяет снизить динамические нагрузки в приводе.
Редуктор – механизм, предназначенный для передачи вращающих моментов, снижения частоты вращения валов и повышения крутящих моментов. В нашем редукторе используются колёса с косыми зубьями, которые позволяют работать с большими скоростями, обеспечивают плавность работы и снижают динамические нагрузки на валы. Валы установлены в подшипниках качения. Для упрощения сборки редуктор выполнен разборным. Выходной вал редуктора соединён с валом рабочей машины втулочно-пальцевой муфтой, позволяющей исключить вредные влияния неточностей монтажа.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
1. По табл. 1.1 (1, стр.5) примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем : h1 = 0,96;
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h2 = 0,97;
- для муфты: h3 = 0,98;
- для подшипников : h4 = 0,99;
Общий КПД привода :
h = h1 х h2 x h3 x h42 = 0.96 x 0.97 x 0.98 x 0.992 = 0,89;
2.Требуемая мощность двигателя будет :
Pтреб. = Р / h = 5,8/0.89= 6,517 кВт;
3. В таблице П.1[1, приложение на стр.390] по требуемой мощности Pтреб.= =5.8 кВт с учётом возможностей привода (возможные значения частных передаточных отношений для зубчатой передачи Uз.п= 2…6,3 и для ременной передачи Uр.п.= 1.5…3, Uприв.= 4…18,9) выбираем электродвигатель 4A 132M6 ,с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт и скольжением 3,5 % по (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения nдвиг.=1000(1-0.03)= 965 об/мин.
Угловая скорость wдвиг.= p х nдвиг. / 30 = 3,14 х 965/ 30=101 рад/с;
4.Oбщее передаточное отношение:
Uпр. = n1 / n3. = 965 / 125= 7.72; [стр.34[1]]
Для закрытой зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185-66 (1, стр.36) выбираем передаточное отношение Uз.п = 4;
Тогда передаточное отношение для ременной передачи Uр.п.=Uпр./Uз.п = 7.72/4 = 1.93;
5. Рассчитываем угловые скорости валов редуктора:
n1 = nдв = 965 об/мин;
n2=nдв/Uр.п.=965/1.93=500 об/мин;
n3=500/4 = 125 об/мин;
w1= wдвиг. = p х nдвиг. / 30 = 3,14 х 965/ 30= 101 рад/с;
w2=(p x n2)/30=(3,14 x 500)/30=52.33 рад/с;
w3=(p x n3)/30=(3,14 x 125)/30=13.08 рад/c;
Рассчитываем мощности на валах:
P1=Pтреб=6.517 kBт;
P2=P1 x h1 x h4 =6.517 x 0,96 x 0,99 =6.194 кВт;
P3(1) =P2 x h2 = 6.194 x 0,97x0.99 = 5.95 кВт;
P3=P=5.95x0,98=5.8 кВт;
Вращающие моменты на валах:
T1 = Pтр / wдвиг. = 6.517 x 103/101= 64.524 H x м;
T2 = P2/w2=6.194 x 103/52.33= 118.36Н x м;
T3(1) = P3(1)/w3=5.95 x 103/13.08=454.892 Н x м;
T3=P3/w3=5.8 x 103/13.08=445.795Н x м;
3. Расчёт передач
3.1. Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи.
3.1.1 Выбор материала и термообработки (1, гл.3, табл.3.3):
- для шестерни: сталь : 40Х
термическая обработка : улучшение твердость : HB 295
- для колеса: сталь : 40Х
термическая обработка : улучшение твердость : HB 295
3.1.2 Проектировочный расчет передачи
Допускаемые контактные напряжения будут:
[ sH ] = (0,9 x sHlim_b x KHL ) / [SH] , [1, формула(3.9)]
где sHlim_b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением):
sHlim_b = 2 x HB + 70; [1, гл. 3, табл. 3.2]
KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем:
KHL=0.9 (1, стр.33)
[SH]=1,1-коэффициент безопасности (1, стр.33)
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение:
[sH ] = 0.45([sH1] + [sH2]); (1, формула 3.10, гл. 3 )
для шестерни: ([sH1] = 0,9 x (2 x HB1 + 70) х KHL / [SH]= 0,9 x (2х295 + 70) х 0.9/ 1.1= 526.2 МПа ;
для колеса: ([sH2] = 0,9 x (2 x HB2 + 70) х KHL / [SH]= 0,9 x (2х265 + 70) х 0.9/ 1.1= 507.81МПа ;
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[sH ] = 0.45(526.2 +507.81) = 465.3МПа.
Требуемое условие [sH ] ≤ 1.25[sH2] выполнено.
Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KHβ = 1.03[1, табл. 3.1]
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
aw = Ka х (u + 1)х (T3(1) х KHβ / [sH ]2 u2 ybа) 1/3= 43(4+1)х((454.892 х 103 х 1.03) / (465.32 х 42 х 0.315)) 1/3 = 162.2мм [1, формула 3.7, гл.3 ]
где для косозубых колёс Ka= 43 (1, стр.32) , а передаточное число нашего редуктора U=Uз.п = 4.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw = 160 мм. [1, стр.36 ]
Принимаем нормальный модуль зацепления по:СТСЭВ 310-76
mn= 3 [1, стр.36 ]
Определяем рабочую ширину шестерни и колеса :
мм – для колеса;
мм – для шестерни;
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
число зубьев шестерни:
Z1= 2 awcos β /(u+1)mn= 2х 160х cos10°/ (4+1)х 3= 21[1,формула 3.13] Принимаем Z1= 21; число зубьев колеса:
Z2= Z1х u =21х 4= 84
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не превышает 2.5% и составляет 0%.
Уточнённое значение угла наклона зубьев
cos β= (z1+z2)mn/ 2aw= (21+84)3/ 2х 160= 0.9843 [1, формула 3.16]
β= 10°14¢
Диаметры делительные:
шестерни:
d1= (mnz1/cos β)= 3х 21/ 0.9843=64 мм [1, формула 3.17]
колеса:
d2= (mnz2/cos β)= 3х 84/ 0.9843=256 мм [1, формула 3.17]
Проверка: aw=(d1+d2)/2= (64+256)/ 2= 160 мм.
Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:
Шестерня: dвыс= d1+2* mn=64+3*2=70 мм;
dвп= d1-2.5* mn=64-3*2.5=56.5 мм;
Колесо: dвыс=d2+2* mn=256+3*2=262 мм;
dвп=d2-2.5* mn=256-3*2.5=248.5 мм;
Определим силы в зацеплении:
Ft1=2*T2/d1=2*118.36/64=3.669 кН;
Ft2=2*T3/d2=2*454.892/256=3.554 кН;
Fr1= Ft1*tg(α)/cos(β)=2.9*tg(200)/cos(100)=1.368 кН;
Fr2= Ft2*tg(α)/cos(β)=2.8*tg(200)/cos(100)=1.314 кН;
Fa1= Ft1*tg(β)= 3.669*tg(100)=0.652кН;
Fa2= Ft2*tg(β)= 3.554*tg(100)=0.627 кН;
Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:
Тогда:
м/с;
м/с;
S=8;
3.1.3 Проверочный расчет на контактную прочность по формуле 9.42[1]:
;
275
1.77*cos(β)=1.77*cos(100)=1.742;
εa=(1.88-3.2(1/z1+1/z2))cos(β);
εa=(1.88-3.2(1/21+1/84)) cos(100)=1.663;
;
Коэффициенты 
, 
, 
определяем по таблицам соответственно
9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:
=1.1;
=1.03;
=1;
KH=1.1*1.03*1.=1.133;
МПа;
3.1.4 Проверочный расчет на усталость при изгибе по формуле 9.44[1]:
;
YF1 и YF2 зависят от zυ=z/ cos3(β):
zυ1=z1/cos3(β)=21/ cos3(100)=22;
zυ2=z2/cos3(β)=84/ cos3(100)=88;
Тогда по таблице 9.10[1] YF1 и YF2 соответственно равны:
YF1=4.0;
YF2=3.61;
Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:
;
Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:
HB;
HB;
, 
, 
определяем
по [1] стр.152
=1;
=1.5;
=1.8;
МПа;
МПа
Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:
Расчет ведем по меньшей из величин
так как 
меньше
то расчет ведем по шестерне, тогда
;
;
=1
;
;
МПа;
;
3.2 Расчет клиноременной передачи.
Исходные данные: прередаваемая мощность Pтр=6.517 кВт; частота вращения ведущего шкива nдвиг=965 об/мин; передаточное отношение iкл=1.93; скольжение ремня e=0.015.
3.2.1 Проектировочный расчет клиноременной передачи.
1) По монограмме на рис. 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1=719 об/мин и передаваемой мощности P=Pтр=6.517кВт принимаем сечение клинового ремня Б.
2) Вращающий момент T=T1=64.542H×м.
3) Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [1]:
d1=(3÷4) ×
= 3.5
=140.38мм
Округляем до стандартного значения d1 =140мм
4) Определяем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [1]:
d2=ip×d1(1- e)=1.93×140(1-0.015)=266.147 мм
По ГОСТ17383-73 выбираем диаметр шкива d2=280 мм.
5) Определяем ориентировочно межосевое расстояние:
a>0.55(d1+ d2)+h;
где h– высота профиля в сечении ремня. По табл. 7.1 [1] для ремней сечения Б h=10.5 мм. Получаем:
a>0.55(140+280)+10.5=241.5 мм;
6) Определяем расчётную длину ремня по формуле 7.7 [1]:
Ближайшее значение по стандарту (по табл. 7.7 [1]) L=1250 мм.
7) Определяем уточнённое значение межосевого расстояния aр с учётом
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
