В табл. П. 1 по требуемой мощности РТР = 11,18 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора ip = (3 - 6) и для цепной передачи iц = (3 - 6), iобщ = ip iц = (9-36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81).
Проверим общее передаточное отношение: u = ?дв / ?б = 101,5 / 5,7 =17,8, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 - 81 uр = 5, для цепной передачи uц =17,8 / 5 = 3,5.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу.
Расчёт зубчатых колёс редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230-260; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.
Допускаемые контактные напряжения:
?H =?HlimbKHL / [SH],
где ?Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) ?Hlimb= 2НВ + 70;
KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
[?H] = 0.45 ([?H1] + [?H2])
для шестерни [?H1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;
для колеса [?H2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.
Коэффициент KH?, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KH? = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?ba = b /a? = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
=
=43 (5+1)мм.
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора u = 5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81 aw = 200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mп = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02) 200 = 2 - 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 - 80 mn = 2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев ? = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
?bd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.
Окружная скорость колес и степень точности передачи v = 0,5 ?1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки KH = KH*KHa*KHv
Значения KH? даны в табл. 3.5; при ?bd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KH? = 1,155.
По табл. 3.4 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF?KFv. По табл 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF? = 1,33. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,33*1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
zv1 = z1 / cos3 ?;
у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28,
у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,
YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).
Допускаемое напряжение
[?F] = ?0Flimb / [S]
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB < 350 ?0Flimb = 1,8HB.
Для шестерни
?0Flimb = 1,8*230 = 414 МПа;
для колеса
?0Flimb =1,8*200 =360 МПа.
[SF] = [SF]'[SF]» - коэффициент безопасности (см. табл. 3.9), где [SF]' = 1,75,
[SF]» = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни [?F1] = 414 / 1,75= 236,6 МПа;
для колеса [?F1] = 360 / 1,75 =205,7 МПа.
Находим отношения [SF] / YF
для шестерни 236,6 / 3.84 =61,6 МПа,
для колеса 205,7 /3,6 = 57,4 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [?к] = 25 МПа.
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dBl. Как правило, принимают dBl = (0,7-1) dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1 = 32 мм (рис 12.3). Примем под подшипниками dв1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Предварительный расчёт валов редуктора 2
Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование).
В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.
Ведомый вал: учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [?к] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала
Ведомый вал
Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60 мм, под зубчатым колесом 65 мм.
Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 66,66 мм; dа1 = 71,66 мм; b1 = 85 мм.