1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
По табл. 1.1 [1] примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η1 = 0.98, коэффициент, учитывающий потери двух пар подшипников качения η2 = 0.99 2 = 0.98, КПД открытой ремённой передачи η3 = 0.95, КПД, учитывающий потери в опорах ведущего вала транспортёра η4 = 0.99.
Общий КПД привода: η = η1·η2·η3·η4 =0.98·0.99 2 ·0.95·0.99 = 0.9
Мощность на ведущем валу транспортёра: Рб = 2.2 кВт
Требуемая мощность электродвигателя:
Угловая скорость ведущего вала
транспортёра:
В табл. П1 (см. приложение) [1] по требуемой мощности Ртр = 2.44 кВт с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и клиноремённой передачи, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000об/мин 112МА6, с параметрами Рдв = 3 кВт и скольжением S = 4.7% (ГОСТ 19523-81)
Номинальная частота вращения:
,
а угловая скорость
Проверим общее передаточное отношение:
Частные передаточные числа можно принять по ГОСТ 12289 – 76 Uр = 5, для ремённой передачи Uрем = 10.03/5 = 2.006.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
-
Вал А
nдв = 953 об/мин
ωдв = 99.74 рад/с
Вал В
n1 = nб·Up = 95·5 =
= 475 об/мин
ω1 = ωбUр = 9.94·5= 49.7 рад/с
Вал С
n2 = nб = 95 об/мин
ω2 = ωб = 9.94 рад/с
Вращающие моменты:
на валу шестерни
на валу колеса
2. Расчёт зубчатых колёс редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.
По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 45 (т.о. – улучшение) с твёрдостью НВ230; для колеса сталь 45 (т.о. – улучшение) с твёрдостью НВ200.
Допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1]):
Здесь принято по таблице 3.2 [1] для
углеродистых сталей с твёрдостью
поверхностей зубьев менее НВ 350 и
улучшением
При длительной эксплуатации коэффициент
долговечности
.
Коэффициент безопасности примем
.
Для косозубых колёс допускаемое контактное напряжение по формуле
3.10 [1]
для шестерни
для колеса
Тогда допускаемое контактное напряжение
Требуемое условие
выполнено.
Коэффициент
,
несмотря на симметричное расположение
колёс относительно опор, примем выше
рекомендуемого для этого случая, так
как со стороны ременной передачи
действуют силы, вызывающие дополнительную
деформацию со стороны ведущего вала и
ухудшающие контакт зубьев. Принимаем,
как в случае несимметричного расположении
колёс
(т.3.1).
Коэффициент ширины венца по межосевому
расстоянию для косозубых колёс примем
(см. с.36. [1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7, [1]):
в этой формуле для косозубых передач
;
передаточное число
U = Uр = 5;
Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее
стандартное значение
.
Нормальный модуль зацепления
принимаем по следующей рекомендации:
;
принимаем по ГОСТ 9563 – 60
;
(см. с. 36.[1]).
Примем предварительно угол наклона
зубьев
и определим числа зубьев шестерни и
колеса:
Принимаем Z1 = 21
Число зубьев колеса Z2 = 21·5 = 105
Уточнённое значение угла наклона зубьев:
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка:
диаметры вершин зубьев:
ширина колеса:
.
Принимаем ширину колеса
.
ширина шестерни:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Средняя окружная скорость колёс:
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8 степень точности (см.с. 32 [1]).
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
По табл. 3.5 при
,
симметричном расположении колёс и
твёрдости НВ<350 коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки по длине зуба,
Коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями,
(табл. 3.4).
Коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении, для косозубых
колёс при υ ≤ 5 м/с
(табл. 3.6)
Таким образом:
Проверяем контактное напряжение по формуле (3.6 [1]):
Силы в зацеплении:(формулы 8.3 и 8.4[1])
окружная:
радиальная:
осевая:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
(формула 3.25 [1] ):
коэффициент нагрузки
.
По табл. 3.7 при
,
симметричном расположении колёс
относительно опор и твёрдости НВ<350
значение
.
По табл. 3.8
.
Итак
YF – коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни:
для колеса:
При этом
(с.42
[1]).
Допускаемое напряжение при
проверке зубьев на выносливость по
напряжениям изгиба:
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при
твёрдости НВ<350
для шестерни:
для колеса:
Коэффициент безопасности:
.
По табл. 3.9
,
для поковок и штамповок
.
Таким образом,
Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:
для шестерни:
для колеса:
Для шестерни отношение
Для колеса
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, т.к. полученное отношение для него меньше.
Определяем коэффициенты
(гл.3,
пояснения к формуле 3.25 [1]):
для средних значений коэффициента
торцового перекрытия
и 8 степени точности
Проверяем зуб колеса:
