Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

 

• передаточне число клиноремінної передачі и_р= 2,7.

                                                            Рис.2Привод стрічкового конвеєру

 

 

 

3.РОЗРАХУНОК ТА КОНСТРУЮВАННЯ РЕДУКТОРА

3.1 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА ТА КІНЕМАТИЧНИЙ

РОЗРАХУНОК

             

              Відповідно до заданої потужності на вихідному валу редуктора Р2 визначається необхідна потужність електродвигуна з урахуванням загального ККД привода:

η= η₁ · η₂ · η₃²

де значення ККД окремих  елементів:

η₁ = 0,95 - для клиноремінної передачі;

η₂ = 0,98 - для зубчатої передачі;

η₃ = 0,99 - для пари підшипників.

η= η₁ · η₂ · η₃² = 0,95  0,98 · 0,99² ≈ 0,9.

Необхідна потужність електродвигуна:

Р_тр =кВт.

Приймаємо найближчий за потужністю стандартний асинхронний короткозамкнений електродвигун серії 4А з параметрами  Р_дв=4.0 кВт, n_с=1000 об/хв та ковзанням S = 5.1% (ГОСТ 19523-81 - Електродвигуни асинхронні серії А4 закриті, що обдуваються).

Номінальна частота обертання:

η_дв = п_с– s = 1000 – 5,1% = 1000-51= 949 об/хв.

Передаточне число приводу:

и_пр = = .

Передаточне число зубчатої передачі редуктора  визначаються з знайденого , рекомендованого :

и₃=

Отримане значення округляється до найближчої стандартної величини за ГОСТ 2185-66: .

Визначення частоти обертання  та кутової швидкості валів редуктора (Табл.1)

Таблиця 1

 

Рис. 1. Вали редуктора

Потужність   на   ведучому  валу  редуктора   з   урахуванням   ККД клиноремінної  передачі:

 Р₁ = Р_трη = 3,80,95 = 3,61 кВт.

Обертаючі моменти:

- на ведучому валу (шестерні)

Т₁ = _{102,5 Н∙м}.

 

• на відомому валу (колесі)

 

                                           Т₂ =Т₁и₃ = 102,5 ∙ 2,8 = 287Н∙м.

 

3.2. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ КОЛІС РЕДУКТОРА

 

         За конструктивним оформленням розрізняють два види зубчатих передач - закриті та відкриті.

Закриті - які укладені в  окремий корпус (наприклад, редуктор)або  вбудовані в машину. їх проектувальний розрахунок виконується на контактну  витривалість, щоб уникнути втомного викрашування робочих поверхонь  зубів. Після визначення на основі цього  розрахунку розміри коліс та параметри  зачеплення виконують перевірочний розрахунок на витривалість зубів за напругами вигину для запобігання  втомного руйнування.

Розрахунок закритих циліндричних колес на витривалість за контактними  напругами грунтується на формулі  Герца, яка після перетворення та врахування конструктивних факторів дозволяє визначити міжосьову відстань зубчатої пари, мм:

,

-де =495 - для прямозубих колес;

=1…1,45;

Коефіцієнт ширини зубчатого  колеса = 0,25 - для прямозубих

колес.

Допустимі контактні напруги  = 430 - для сталі 45, термообробка покращення, твердість - НВ 200.

Розрахункова контактна  напруга, що допускається  для даного матеріалу:

[σ_н] = МПа

Де  – коефіцієнт довговічності, , – коефіцієнт безпеки,  
 

Міжосьова відстань умови  контактної витривалості активної поверхні зубів:

 

а_w = К_α(и+1)495(2.8+1) ∙

1881∙1881 ∙ 10^-1 ∙ = 188.1 ∙ 1 188мм.

 

Приймаємо  найближче  стандартне  значення  міжосьової  відстані відповідно до ГОСТ 2185-66 :

 _w = 180 мм.

Значення модуля у цьому  випадку може бути:

m = (0.01… 0.02)а_w = (0.01 … 0.02) ∙ 180 = 1.8 … 3.6.

 

Відповідно до ГОСТ 9563-60 приймаємо модуль:

m=3.

Сумарна кількість зубів для прямозубих коліс:

 

z = z₁ + z₂ = = = = 120

 

Число зубів шестерні:

z₁ = = = ≈ 32;

Число зубів колеса:

z₂ = z– z₁ = 120 – 32 =88.

 

 

 

 

Ширина зубчатого колеса:

b₂ = а_w = 0.25 ∙ 180 = 45мм.

Ширина шестерні приймається  більше на 10…15%:

b₁ = а_w+ 10% = 45 +4,5 ≈ 50 мм.