Механический привод (общий КПД привода - 0,89, требуемая мощность двигателя - 6,517 кВт)

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 U_з.п= 2…6,3 и для ременной передачи U_р.п.= 1.5…3, U_прив.= 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:

U_пр. = n₁ / n₃. = 965 / 125= 7.72;                                                          [стр.34[1]]

Для закрытой зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185-66 (1, стр.36) выбираем передаточное отношение U_з.п = 4;

Тогда передаточное отношение для ременной передачи U_р.п.=U_пр./U_з.п = 7.72/4 = 1.93;

5. Рассчитываем угловые скорости валов редуктора:

n₁ = n_дв = 965 об/мин;

n2=n_дв/U_р.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:

[ s_H ] = (0,9 x s_{Hlim_b}  x  K_HL ) /  [S_H]   ,             [1, формула(3.9)]

где s_{Hlim_b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее  HB 350 и термической обработкой (улучшением):

s_{Hlim_b} = 2 x HB + 70;                                    [1, гл. 3, табл. 3.2]

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов  нагружения больше базового, что имеет место  при  длительной  эксплуатации   редуктора принимаем:

K_HL=0.9                                                                                                      (1, стр.33)

[S_H]=1,1-коэффициент безопасности                                                      (1, стр.33) 

Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение:

[s_H ] = 0.45([s_H1] + [s_H2]);                 (1, формула 3.10, гл. 3 )

для шестерни:      ([s_H1] = 0,9 x (2 x HB₁ + 70) х K_HL  / [S_H]= 0,9 x (2х295 + 70) х 0.9/ 1.1= 526.2 МПа ;

для     колеса:       ([s_H2] = 0,9 x (2 x HB₂ + 70) х K_HL  / [S_H]= 0,9 x (2х265 + 70) х 0.9/ 1.1= 507.81МПа ;

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[s_H ] = 0.45(526.2 +507.81) = 465.3МПа.

Требуемое условие [s_H ] ≤ 1.25[s_H2] выполнено.

Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине венца   K_Hβ = 1.03[1, табл. 3.1]

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

a_w =  K_a х (u + 1)х (T3(1)  х  K_Hβ /  [s_H ]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  K_a= 43 (1, стр.32) , а  передаточное число нашего редуктора U=Uз.п = 4.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = 160 мм.                                                                                        [1, стр.36 ]

Принимаем нормальный модуль зацепления по:СТСЭВ 310-76 

m_n= 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 a_wcos β /(u+1)m_n= 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)m_n/ 2a_w= (21+84)3/ 2х 160= 0.9843              [1, формула 3.16]

β= 10°14¢

Диаметры делительные:

шестерни:

d₁= (m_nz₁/cos β)= 3х 21/ 0.9843=64 мм                        [1, формула 3.17]

колеса:

d₂= (m_nz₂/cos β)= 3х 84/ 0.9843=256 мм                    [1, формула 3.17]

Проверка: a_w=(d₁+d₂)/2= (64+256)/ 2= 160 мм.

Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:

Шестерня:  d_выс= d₁+2* m_n=64+3*2=70 мм;

d_вп= d₁-2.5* m_n=64-3*2.5=56.5 мм;

Колесо:       d_выс=d₂+2* m_n=256+3*2=262 мм;

d_вп=d₂-2.5* m_n=256-3*2.5=248.5 мм;

Определим силы в зацеплении:

F_t1=2*T₂/d₁=2*118.36/64=3.669 кН;

F_t2=2*T₃/d₂=2*454.892/256=3.554 кН;

F_r1= F_t1*tg(α)/cos(β)=2.9*tg(20⁰)/cos(10⁰)=1.368 кН;

F_r2= F_t2*tg(α)/cos(β)=2.8*tg(20⁰)/cos(10⁰)=1.314 кН;

F_a1= F_t1*tg(β)= 3.669*tg(10⁰)=0.652кН;

F_a2= F_t2*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;

ε_a=(1.88-3.2(1/z₁+1/z₂))cos(β);

ε_a=(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;

K_H=1.1*1.03*1.=1.133;

 МПа;

       3.1.4 Проверочный расчет на усталость при изгибе по формуле 9.44[1]:

  ;

Y_F1 и Y_F2  зависят от  z_υ=z/ cos³(β): 

z_υ1=z₁/cos³(β)=21/ cos³(10⁰)=22; 

z_υ2=z₂/cos³(β)=84/ cos³(10⁰)=88;

Тогда по таблице 9.10[1] Y_F1 и Y_F2  соответственно равны:

Y_F1=4.0;

Y_F2=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 P_тр=6.517 кВт; частота вращения ведущего шкива n_двиг=965 об/мин; передаточное отношение i_кл=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=P_тр=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=i_p×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 a_р с учётом