Проект привода с зубчатым цилиндрическим одноступенчатым редуктором к ленточному конвейеру. Тяговая сила ленты F=2,5 кН; скорость ленты V=1,5

 

,   (2.5)

где Т0 – высота сечения  ремня, мм (таблица 2,2);

аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большого шкива, мм.

=233,25 мм

 (2.6) 
где аmax – максимальное межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

Примечание ар - среднее между аmax и аmin.

ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм

где L – длина ремня, мм;

ар – межосевое  расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

=1690,6 мм

Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80

L=1600 мм

 

2.7. Уточнение межосевого расстояния

 

, (2.8)

где W=0,5π(d1+d2), мм;  (2.9)

y=(d1-d2)2, мм;  (2.10)

W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;

y=(125-280)2=24025 мм2.

=

=475,763 мм 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.

 

2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива

 

, (2.11)

где α1 – угол обхвата  меньшего шкива;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм;

ар – межосевое расстояние, мм.

=161,43º

 

2.9. Определение необходимого числа ремней

 

,   (2.12)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Р0 – мощность допускаемая  для передачи одним ремнем, кВт ;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Ср – коэффициент  режима работы;

Сα – коэффициент  угла обхвата;

Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи

=3,04

Принимаю число ремней Z=3

 

2.10. Определение натяжения ветви ремня

 

 (2.13)

где Р – из формулы 1.3

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2

θ=0,18.

Расчетная скорость ремня 

 (2.14)

где υ – скорость ремня, м/с;

d1 – диаметр меньшего шкива, м;

ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).

=4,625 м/с

=226,32 Н

 

2.11. Определение силы, действующей на валы

 

,  (2.15)

где Fв – сила действующая на валы, Н;

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

Z – число ремней;

α1 – угол обхвата меньшего шкива.

=1340,13 Н

 

2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80

 

,  (2.16)

где В – ширина обода шкива, мм;

Z – число ремней.

=

=63 мм

Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15

 

3. Расчет зубчатых колес редуктора

 

Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.

Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230

 

3.1. Допускаемое контактное напряжение

 

,  (3.1)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КНL – коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

GHlimb=2НВ+70,  (3.2)

Для шестерни

,  (3.3)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=481 МПа

Для колеса

,  (3.4)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ2 – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=427 МПа

Расчетное допускаемое напряжение

,  (3.5)

Требуемое условие 

=408,6 МПа

 

3.2. Определение  межосевого расстояния

 

,  (3.6)

где - межосевое расстояние, мм;

Ка =43;

ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

Т2 – вращающий момент тихоходного  вала редуктора, Н·м;

Кнв – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца колеса;

ψва – коэффициент ширины венца,

Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;

Кнв=1,2.

=184,47мм

 

3.3. Определение нормального модуля зацепления

 

mn=(0.01-0.02)· ,   (3.7)

где mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм (из формулы  3.6).

mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.

Принимаю межосевое  расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм

Принимаю mn=3,5 мм

 

3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса

 

Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°

,  (3.8)

=21,2

Принимаю число зубьев шестерни z1=20

z2= z1 ·up, (3.9)

z2= 20 ·3,55=71 

Уточнение значения угла наклона зубьев.

,  (3.10)

где cosβ – угол наклона зубьев, мм; 
z1, z2 – число зубьев;

mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм.

=0,884

 

3.5. Основные размеры шестерни и колеса

 

Диаметры делительные

 (3.11)

где d1-делительный диаметр шестерни, мм.

=79 мм

  (3.12)

где d2 – делительный диаметр колеса, мм.

=281мм

Проверка  = =180 мм  (3.13)

Диаметры вершин зубьев

dа1 = d1+2· mn,  (3.14)

где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа1 =71+2·3,5=78 мм

dа2 = d2+2· mn,  (3.15)

где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа2 =281+2·3,5=288 мм

Диаметры впадин шестерни и колеса.

df1 = d1-2,5· mn,  (3.16)

где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.

df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм

df2 = d2-2,5· mn ,  (3.17)

где df2 – диаметр впадин колеса, мм.

df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм

Ширина колеса

b2 = ψba·aω ,  (3.18)

где b2 – ширина колеса, мм;

- межосевое расстояние, мм;

ψва – коэффициент  ширины венца.

b2 = 0,25·180=45 мм

Ширина шестерни

b1= b2 +5 мм,  (3.19)

где b1 – ширина шестерни, мм;

b2 – ширина колеса, мм.

b1= 45 +5=50 мм

 

3.6. Коэффициент  ширины шестерни по диаметру

 

 ,  (3.20)

где ψbd – коэффициент ширины шестерни;

b1 – ширина шестерни, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=0,63

 

3.7. Определение  окружной скорости колес

 

,  (3.21)

где υ – окружная скорость колес, м/с;

ω2 - угловая скорость, рад/с;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=1,303 м/с

3.8. Определение  коэффициента нагрузки

 

Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ,   (3.22)

Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071

 

3.9. Проверка  контактного напряжения

 

,  (3.23)

где σH – контактное напряжение, МПа;

- межосевое расстояние, мм;

Т2 – вращающий момент тихоходного  вала редуктора, Н·м;

КН – коэффициент нагрузки;

 – передаточное число редуктора.

=383,5 МПа

Примечание  ,

Условие прочности выполнено

 

3.10. Действующие силы в зацеплении

 

Окружная  ,  (3.24)

где Ft – окружная действующая сила, Н;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=2756,96 Н·м

Радиальная  ,  (3.25)

где Fr – радиальная действующая сила, Н;

α – угол зацепления в  нормальном сечении принимается 20°;

β – угол наклона зубьев по расчету.

=1134,9 Н·м

Осевая Fa= Ft ·tgβ,  (3.26)

где Fа – осевая действующая сила, Н.

Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м

 

3.11 Проверка  зубьев на выносливость по напряжению изгиба

 

,  (3.27)

где σF – выносливость зубьев, МПа;

Ft – окружная действующая сила, Н;

mn – нормальный модуль зацепления, мм.

Коэффициент нагрузки

КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38;  (3.28)

YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ

У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;

У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;

Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;

Определение коэффициентов YВ и КF2

, (3.29)

=0,94

,  (3.30)

где ε2 – коэффициент  торцового перекрытия, ε2 =1,5;

n – степень точности колес.

=0,916=0,92

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

, (3.31)

где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

- предел контакта выносливости, МПа;

- коэффициент безопасности.

Коэффициенты безопасности

= ,

По таблице 3.9.Л.1. =1,75 для стали 45 улучшенной;

=1,0 для штамповок и отливок.

= =1,75

Допускаемые напряжения

для шестерни - формула (3.31);

для колеса - по формуле (3.31).

=237 МПа

=206 МПа

Определяем отношение  /YF

для шестерни /YF1;

для колеса /YF2.

/YF1=237/4,09=57,9 МПа

/YF2=206/3,61=57 МПа

Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность  зуба колеса.

,

=72,69 МПа

72,69 МПа≤206 МПа

Условие выполнено

 

4. Предварительный расчет валов редуктора

 

Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

 

4.1. Диаметр  выходного конца вала редуктора  (ведущий – быстроходный вал)

 

, (4.1)

где dB1 - выходной конец вала редуктора;

Tk1 - крутящий момент, Н·м;

[ τ ] - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Так как ведущий вал  испытывает изгиб от натяжения клиноременной  передачи, допускаемое напряжение на кручение принимается [ τк ]

=29,47 мм

Принимаю dB1=30 мм

На выходной конец вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное уплотнение dВ1у (необходимо оставить высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).

dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм

Шестерня выполняется  за одно целое с валом.

 

4.2. Диаметр  выходного конца вала (ведомый-тихоходный  вал редуктора)

 

 , (4.2)

где dВ2 - Диаметр выходного конца вала.

=40,45 мм

Так как редуктор соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.

Принимаю dВ2 =45 мм

Принимаю:

1. диаметр вала под манжетное уплотнение dВ2у =45 мм;
2. диаметр вала под подшипник dВ2n =50 мм;
3. диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм

диаметры остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

 

 

 

 

 

 

Рис. 4.2. Вал-шестерня