§ 12.4. Проектирование привода с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором и цепной передачей

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одпоступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, то и в примере §12.1: полезная сила на ленте конвейера f_л = 8,55 кН: скорость ленты v_л = 1,3 м/с; диаметр барабана D_б = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для дли­тельной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИИ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес ₁ = 0,97;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ₂=0,99;

КПД открытой цепной передачи ₃ =0,92;

коэффициент, учитывающий потери в опорах вала привод­ного барабана, ₄ = 0,99.

Общий КПД привода

Мощность на валу барабана Р_б = f_л v_л = 8,55 х 1,3 = 11,1 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

П

о табл. П1 приложения по требуемой мощности Р_тр = 12,8 кВт выбираем такой же электродвигатель, как и в при­мере §12.1: трехфазный короткозамкнутый серии 4А закры­тый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6 УЗ с параметрами P_дв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения п_дв = 1000 – 26 = 974 об/мин

Общее передаточное значение привода

Ч

астные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ

12289-76 и_р = 3,15; тогда для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В
Вал С
Вал А

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. § 3.4.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшен­ную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшен­ную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения [по формуле (3.9)]

Здесь принято по табл. 3.2 для колеса _{H lim b} = 2НВ + 70 = 2  245 + 70 = = 560 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_HL = 1.

Коэффициент безопасности примем [S_H] = 1,15.

Коэффициент К_Н при консольном расположении шестер­ни — К_Н = 1,35 (см. табл. 3.1).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию _bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса [по формуле (3.29)]

в этой формуле для прямозубых передач K_d = 99; передаточ­ное число и = u_р = 3,15;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_е2 =315 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁ 25.

Число зубьев колеса

Примем z₂ = 79. Тогда

Отклонение от заданного что мень­ше установленных ГОСТ 12289 — 76 3%.

Внешний окружной модуль

(округлять т_е до стандартного значения для конических ко­лес не обязательно).

Уточняем значение

Отклонение от стандартного значения составляет

что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

Принимаем b = 48 мм. Внешний делительный диаметр шестерни

Средний делительный диаметр шестерни

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффи­циент нагрузки:

По табл. 3.5 при _bd = 0,56, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий рас­пределение нагрузки по длине зуба, К_{H } = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_{н } = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в за­цеплении, для прямозубых колес при v  5 м/с К_нv = 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, К_н = 1,23 ^. 1,0 ^. 1,05 = 1,30.

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27):

С

илы в зацеплении:

окружная

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.31),]:

Коэффициент нагрузки К_F = К_F К_Fv.

По табл. 3.7 при _bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HR < 350 значения К_F = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности К_Fv = 1,45 (значение взято для 8-й сте­пени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, К_F = 1,38  1,45 = 2,00.

Y

_F — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эк­вивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,88 и Y_f2 = 3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносли­вость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 ⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни ⁰_{F lim b1} = 1,8  270  490 МПа;

для колеса ⁰_{F lim b2} = 1,8  245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности [S_f] = [S_f]' [S_f]". По табл. 3.9 [S_f]' = 1,75; для поковок и штамповок [S_f]" = 1. Таким образом, [S_f] = 1,75 • 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносли­вость :

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полу­ченное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса: