Расчет редуктора привода ленточного конвейера транспортёра энергоузла

 

Определение параметров зацепления. 

  Выбираем  несимметричное расположение колёс, как  рациональное, рис. 3. Принимаем коэффициент  нагрузки К_Н =1,2, как для несимметричного расположения колёс относительно опор.  

  Принимаем коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию:

• ψ _ba = 0,25 для прямозубого несимметрично расположенного колеса;

 

  Определяем  минимальное межосевое расстояние а_ω  

  

 

  из  условия контактной прочности для  прямозубой передачи: 

  

 

  Из  рядов стандартных значений по ГОСТ 2185-66 находим для прямозубой передачи:

а_ω = 160 мм; 

  Определяем  нормальный модуль для внешнего зацепления для прямозубой передачи:

m_n =(0,01…0,02) а_ώ, = 0,015∙160 = 2,4 мм, 

  Расчетное значение модуля округляют до стандартного m_n из рядов по ГОСТ 9563-68, для прямозубой передачи:

m_n = 2,5 мм; 

  для прямозубой передачи определяем суммарное число зубьев:

z_c = 2a_ω/m_n = 2∙160/2,5 = 128 

  Для внешнего зацепления число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u +1) = 128/5,5 = 23;

для колеса:

  z₂ = z_c – z₁ = 128 − 23= 105.Уточняют передаточное число для прямозубой передачи:

u'= z₂/z₁ = 105/23 = 4,56

 

  Расхождение с исходным значением:

Δu = (u − u')/u = (4,5 – 4,56)/4,56 ⋅100% = 0,01% ≤ 3%.

  Условие выполнено.

 

  Определение основных геометрических размеров передачи 

  основные геометрические размеры передачи определяем в мм с точностью до 2-го знака. 

  Для прямозубой передачи диаметры делительных окружностей:

d₁ = m_n ∙z₁ = 2,5∙23 = 57,5 мм, 
d₂ = m_n z₂ = 2,5∙105 = 262,5 мм. 

  Уточняем  межосевое расстояние прямозубой передачи

a_ω = (d ₁+ d₂)/2 = (57,5 + 262,5)/2 = 160 мм. 

  Диаметры  окружностей выступов прямозубой передачи:

d_a1=d₁ + 2m_n = 57,5 + 2∙2,5 = 62,5 мм; 
d_a2=d₂ + 2m_n = 262,5 + 2∙2,5 = 267,5 мм. 

  Диаметры  окружностей впадин прямозубой передачи для внешнего зацепления:

d_f1 = d₁− 2,5 m_n = 57,5 − 2,5∙2,5 = 51,25 мм; 
d_f2= d₂ − 2,5 m _n = 262,5 − 2,5∙2,5 = 256,25 мм. 

  Ширина  прямозубых зубчатых колес:

b₂ = ψ_ba ∙a_ω = 0,25∙160 = 40 мм; 
b₁ = b₂ + 5 = 40 +5 = 45 мм.

принимаем b₁ = 45 мм.

  Проверяем условие b₂ < d₁ – для прямозубых колёс: 40 < 57,5. Условие выполняется, принимаем:

b₂ = 45 мм. 

  Определяем  коэффициент ширины прямозубой шестерни относительно диаметра:

ψ_bd = b₁/d₁ = 45/57,5 = 0,78. 

  проверка прочности зубьев по контактным напряжениям 

  Определяем  окружную скорость прямозубой передачи:

V = ω₁∙d₁/2 = 47,07∙57,5∙10⁻³/2 = 1,35 м/с.

  Назначаем степень точности изготовления колес, выбираем из экономических соображений степень точности 9. 

  Уточняем  коэффициент нагрузки:

K'_H = K_{H α} ⋅ K_Hβ ⋅ K_HV,

выбираем:

K_{H α} = 1,16, K_{H β} = 1,08; K_HV = 1,05.

K'_H = K_{H α} ⋅ K_{H β} ⋅ K_HV = 1,16∙1,08∙1,05 = 1,32

  Проверяем условие прочности зубьев по контактным напряжениям:  

  

, МПа 

  Перегрузка  составляет:

(363 −  392)∙100% / 392 = 7,4%.

  Допускается недогрузка 10% и перегрузка 7%.

  Условие прочности по контактным напряжениям  для прямозубой передачи выполнено.

 

  Проверяем условие прочности  зубьев по напряжениям  изгиба. 

  Определяем  по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 

  Для прямозубой передачи:

z₁ = 23; z₂ =105; 
Y_F1 = 4; Y_F2 = 3,6; 
[σ]_F1 = 230 МПА; [σ]_F2 = 200 МПА; 

  Проводим  сравнительную оценку прочности  на изгиб зубьев шестерни и колеса:

[σ]_F1/Y_F1 = 230/4 = 57,5 
[σ]_F2/Y_F2 = 200/3,6 = 55,56. 

  Дальнейшие  расчёты ведутся по минимальному значению, т.е. для колеса:

[σ]_F2/Y_F2 = 55,56 

  Определяем  коэффициент нагрузки при изгибе:

K'_F = K_Fα ⋅ K_Fβ ⋅ K_FV,

  K _Fα = 1,0 – для прямозубых колес; 

  Находим (при ψ = 1; V = 1,35 м/сек, точность = 9):

K _Fβ = 1,12; 
K_FV = 1,45.

  Вычисляем:

K'_F = 1,0∙1,12∙1,45 = 1,62 

  Проверяем условие прочности зубьев колеса на изгиб:

σ_F = [2TK'_F/(z bm²)] Y_F = ≤ [σ]_F,

 
[2∙129,5 10³∙1,62/(105·40∙2,5²)]∙3,6 = 57,5 МПА ≤ 200 МПА. 

  Условие прочности зубьев прямозубой передачи на изгиб обеспечено.

 

  Определение сил, действующих  в зацеплении. 

  Определяем окружные силы в прямозубой передаче:

F_t1 = F_2t = 2T₂/d₂ = 2∙129,5 /0,2625 = 987 Н.

где Т₂ – вращающий момент на колесе, Н·м.

  d₂ – диаметр делительной окружности колеса, м. 

  

• радиальные  силы:

F_r1 = F_r2 = F_t1⋅tg α = 987∙0,364 = 359,3 Н,

где: α = 20° – угол зацепления. 

  

• силы нормального  давления:

F_n1 = F_n2 = F_t1/cos α = 987/0,934 = 1056,7 Н. 

  Составляем  сводную таблицу 4 параметров передачи: 

  Таблица 4

Параметры зацепления

  

 

Выбор материала для  изготовления вала 

  Параметры прямозубой передачи:

• вращающий момент на валу T₂ = 129,5 Н·м;
• ширина венца зубчатого колеса b₂ = 45мм;
• делительный диаметр зубчатого колеса d₂ = 262,5мм;
• окружная сила на колесе F_t = 987Н.
• радиальная сила F_r = 359,3H;
• осевая сила F_α = 0 ;
• сила давления цепной передачи на вал:

F_ц = 129,5/0,07 м = 1850 H

и направлена под углом:

θ = 38°

к горизонту; 

  Для изготовления вала, в соответствии с рекомендациями, выбирают сталь 45, механические свойства которой после  термообработки:

σ_B = 900 МПа; 
σ_T= 650 МПа; 
σ_–1= 380 МПа;  
τ_–1=230 МПа.

  Учитывая, что выходной конец вала помимо кручения испытывает изгиб от натяжения цепи, принимаем [τ]_К = 20 МПа - (10-20% от τ_–1). 

  Проектный расчёт вала 

  Выполняем проектный расчёт вала на кручение для ориентировочного определения  диаметра выходного конца вала. По формуле:

d

определяем  диаметр выходного конца вала:

_{d =}

= 32,4мм.

  Уточняем  диаметр вала по стандартному ряду размеров, ГОСТ6636-69*. Выбираем ряд Ra20,  принимаем d = 36 мм.

d = 36 мм.

 

  Эскизная  разработка конструкции  вала 

  Разрабатываем конструкцию вала и по эскизу оцениваем  его размеры.  

  Диаметр вала в месте посадки звездочки  получен расчетом:

d = 36. 

  Диаметр в месте посадки подшипников  принимаем: