5.ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ ПЕРЕДАЧ В ПРИВОДАХ

5.1.Расчет привода с одноступенчатым цилиндрическим редуктором и ременной передачей

5.1.1. Условия расчета

На рис. 5.1 представлена схема привода. Следует рассчитать привод к ленточному транспортеру, состоящему из электродвигателя (1), цилиндрического одноступенчатого редуктора (3) и ременной передачи (2) (тип ремня – клиновой) и муфты (4) .

Исходные данные: мощность на выходном валу редуктора

Pвых , кВт, частота вращения выходного вала nвых мин-1. Расчетный срок службы 5 лет, привод нереверсивный, характер нагрузки

– постоянная, работа односменная.

	Рис. 5.1.
	5.1.2. Кинематический расчет
	Выбор электродвигателя
По	табл. 3.2 принимаем КПД клиноременной передачи
, ,	КПД пары цилиндрических зубчатых колес	, ; ко-

эффициент, учитывающий потери пары подшипников качения в степени, равной числу пар подшипников , .

Общий КПД привода:

, , , , .

Требуемая мощность электродвигателя:

P		Pвых		,	, кВт.
эл(р)				,

94

Для окончательного выбора электродвигателя необходимо определить возможное передаточное отношение, которое может быть реализовано данным приводом. Для этого используем табл. 3.1, принимаем для клинового ремня u и для цилиндрических колес u , .

Общее передаточное число:

u u u , , .

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя:

nэл nвых u , мин-1.

По требуемой мощности и частоте вращения вала, по табл. П.2 выбираем двигатель марки АИР 132 М6 с мощностью P , кВт и

скоростью nэл мин-1. Угловая скорость, с-1:

эл nэл , , . 30

Передаточное отношение привода:

u nэл .

nвых

Принимаем передаточное отношение для клинового ремня u , для цилиндрических колес u .

Угловая скорость и частота вращения валов:

, с-1;

эл

n n

эл

мин-1;

,

, c-1;

u

n

n

мин

-1

;

u

95

, , с-1; u

n n мин-1. u

Вращающие моменты на валу электродвигателя (входном валу привода):

	Pэл(р)			,
T					, Нм;
				,

вращающие моменты на валу шестерни (входной вал редуктора):

T T u , , , Нм;

вращающие моменты на валу колеса:

T T u , , , Нм.

5.1.3. Расчет зубчатой передачи

Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Передача выполнена цилиндрическими косозубыми колесами, поэтому допускаемые напряжения определяем для колеса и шестерни, и находим расчетное напряжение.

Выбираем материал зубчатых колес: сталь 45 – улучшение с твердостью НВ 235÷262 для колеса и с НВ 269÷302 для шестерни

(табл. 3.4).

Допускаемые напряжения:

Н Нlim Z N .

SН

Предел контактной выносливости Нlim при базовом числе цик-

лов для выбранного материала (табл. 3.5): колеса:

H lim НВ ср ;

96

шестерни:

H lim НВ ср .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора вычисляется по формуле:

,

Z N

N HO

, ,

Nк

где

NHO ,

по

табл.

3.6;

для

Nк

n Lh

.

Так как значение Nк NHO ,

принимаем ZN .

Коэффициент

безопасности при поверхностной закалке SH , .

Находим допускаемые напряжения:

колеса:

Н

, МПа;

2

,

шестерни:

Н

, МПа.

,

1

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

Н , Н1 Н2 , , , , МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

aw Ka u		T K	Н				, ,
									мм,
		Н u ba					, ,

где Т2 – вращающий момент на колесе, Нм; КН – коэффициент нагрузки, вычисляется по формуле:

97

K Н KН KН KН , , , , .

Предварительно принимаем значения коэффициентов, принятых из рекомендаций, приведенных выше (см. п. 3.2.2):

KН , – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес;

KН , – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба; KН , – коэффициент динамической нагрузки;

ba , – коэффициент ширины зубчатого венца для симметричного

расположения колес относительно опор.

Полученное значение межосевого расстояния принимаем в большую сторону по ГОСТ 2185-66: aw мм.

Нормальный модуль в зацеплении:

m , , aw , , , , ,

по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль т = 3 мм.

Предварительно задаемся углом наклона и принимаем . Суммарное число зубьев:

	z aw	cos		,	, .
		m

Округляем до целого числа в меньшую сторону z . Уточняем угол наклона:

	cos	z m			, ;
		aw

.

Число зубьев шестерни:
z	z						, .
	u
Принимаем z , тогда z				z z .

Так как z , z1 >17, коэффициент смещения не вводим. Фактическое передаточное число:

98

u z , , z

отклонение незначительное и составляет 1,46 %. Основные размеры шестерни и колеса Делительные диаметры:

d mn z , мм; cos ,

d mn z , мм. cos ,

Проверка межосевого расстояния:

	aw	d d		, ,	мм.

Диаметры вершин зубьев колес:

da d m , , мм;

da d m , , мм.

Диаметр впадин зубьев колес:

d f d , m , , мм;

d f d , m , , мм.

Ширина колеса: b , aw , мм.

Ширина шестерни: b b мм 80 мм.

Значение ширины колес должно быть целым и принятым по нормальному ряду значений (табл. П1).

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

	bd	b			, .
		d		,

Окружная скорость колес:

99

		d n			, ,		, м/с.

При данной скорости (до 10 м/с) принимаем 8 степень точности

(табл. 3.9).

Уточняем коэффициент нагрузки KН :

KН K Н KН KН , , , , .

По табл. 3.10 при bd , , для симметрично расположенных
колес относительно опор	принимаем	KН , ; по	табл. 3.8	для
восьмой степени точности	и скорости	, м/с	KН , ;	по

табл. 3.12 для косозубых колес при , м/с и твердости НВ≤ 350

KН , .

Проверка контактных напряжений:

Н	Z			KН T uф					, ,	Н .
	aw			b uф

Недогрузка передачи составляет 16,9 %, что допустимо. Силы в зацеплении:

окружная

Ft

радиальная

Fr

осевая

Fa

T , , Н; d ,

F	tg	,	,	, Н;
			,
t cos

Ft tg 4873,5 0,1847 896,7 H.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба колеса:

	F		KF Ft	Y	Y Y		, , , , , ,	F	;
			b m	FS
							100

проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба шестерни:

F F YFS , , , F .

YFS ,

Коэффициент нагрузки:

KF KF KF , , , .

По табл. 3.11 при bd , и симметричном расположении колес относительно опор KF , ; по табл. 3.12 для восьмой степени точности и скорости , м/с, KF , .

Коэффициент, учитывающий форму зуба YF , выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев z и z :

шестерни

	z		z						;
			cos				,
	колеса
	z		z						.
		cos				,

Находим значения YF , и YF , YF2 = 3,6 (см. п. 3.2.2.7). Значение коэффициента Y , учитывающего угол наклона зуба в

косозубой передаче, вычисляют по формуле (β в градусах):

	Y					, , ,

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев и для косозубых передач Y , .

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формулам:

		F	F lim YN	, , , ;
			SF	,
	F		F lim YN	, , , ,
			SF	,
				101