Расчет Красноборов ГТУ-21-1бзу. 2. кинематический расчет привода. 3 Расчет передачи редуктора 5

Название	2. кинематический расчет привода. 3 Расчет передачи редуктора 5
Дата	22.05.2023
Размер	4.63 Mb.
Формат файла
Имя файла	Расчет Красноборов ГТУ-21-1бзу.docx
Тип	Документы #1151508

Содержание

1.ЗАДАНИЕ 2

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. 3

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА 5

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА 9

ЗАДАНИЕ

1 – электродвигатель, 2 – ведущий шкив, 3 – ремень, 4 – ведомый шкив,

5 – корпус редуктора, 6 – шестерня, 7 – зубчатое колесо, 8 – муфта,

9 –барабан, 10 – транспортерная лента, 11 – подшипник

Исходные данные	Варианты
Исходные данные		7
Тяговая сила на ленте Fл, кН		1,6
Скорость ленты v, м/с		0,9
Диаметр барабана D, мм		220
Срок службы привода L, лет		6

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Мощность на валу барабана Р_Б:

,

гдеF_л – тяговая сила на ленте, кН; V – скорость ленты, м/с.

Частота вращения барабана n_Б:

где D – диаметр барабана, м.

Общий КПД привода:

,

где η₁= 0.97 – КПД пары закрытых цилиндрических зубчатых колёс с учётом потерь в опорах;

η₂ = 0.92 – КПД открытой ременной передачи;

η₃ = 0.98 – КПД муфты;

η₄= 0.99 – КПД подшипников качения на валу барабана.

Требуемая мощность двигателя:

Требуемая быстроходность вала двигателя:

Принимаем передаточное отношение ременной передачи i_рем = 3, а для редуктораi_р = 3 [3] с. 23. Выбираем электродвигатель (табл. 2П) трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый тип 132S6 с номинальной быстроходностью вала n_н = 965 мин^-1, Р_н = 5.5 кВт.

Уточнённое передаточное отношение привода:

Принимаем i_ред = 3;

Частоты вращения (угловые скорости валов привода):

n_Д= n_н = 965 мин^-1;

n_Б = n₂;

Отклонение от n_Б не превышает 4%, что допустимо.

Мощности на валах привода:

Р_б= 4,2 кВт

Моменты вращения на валах привода:

Результаты расчёта приводим в таблице 2.

Кинематические и силовые параметры привода. Таблица 2

Наименова- ние	Индекс	Частота вращения n, мин^-1	Угловая скорость с^-1	Мощность, Р, кВт	Момент расчётный Т, Нм	Передаточ-ное число передач
Вал двигателя	Д	965	101.0	4.84	47,92
Быстроход- ный вал	1	235.36	24.63	4.75	192.85	4.1
Тихоходный вал	2	78.43	8.2	4.61	562.19
Вал барабана	Б	78.43	8.2	4.2	512.19
Ременная передача

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала для зубчатых колёс и определения допускаемых напряжений.

Так как в здании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 235…262 при диаметре заготовки до D = 125 мм, для колеса сталь 45, термообработка – нормализация, твёрдость НВ 179…207 при любом диаметре заготовки (табл. 10).

Средняя твёрдость:

- для шестерни;

- для колеса.

Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_H.

Допускаемые контактные напряжения:

- для шестерни;

- для колеса.

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости (табл. 9).

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент долговечности принимаем К_Н_L₁ = К_HL₂ = 1, как при длительном сроке службы. Согласно рекомендации для косозубых колёс с твёрдостью рабочих поверхностей НВ < 350 в качестве расчётных принимаем меньшее допускаемое контактное напряжение

[σ]_H = [σ]_H₂ = 414,4 МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ]_F:

- для шестерни

- для колеса

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу выносливости (табл. 9).

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент долговечности принимаем К_FL = 1, как при длительном сроке службы.

Определяем межосевое расстояние передачи:

К_а = 43 – для прямозубых передачи; ψ_а= 0,4 – принимаем по рекомендации для косозубых колёс; К_Нβ = 1 (для прирабатывающихся зубьев).

Принимаем по ряду нормальных чисел ближайшие а_W = 150 мм (табл. 1П).

Определяем модуль зацепления по рекомендации:

.

Принимаем стандартное значение модуля m = 2 мм.

Ширина венца:

b₂ – ширина венца колеса.

Угол наклона зуба:

Принимаем

=8°

Определяем суммарное число зубьев:

Принимаем Z = 148

Действительная величина угла наклона зубьев:

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем Z₁ = 38; Z₁ > Z_m_in = 17.

Определяем число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число:

Отклонение

Определяем фактическое межосевое расстояние:

Определяем основные геометрические параметры передачи:

Геометрические параметры зубчатой передачи. Таблица 3

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	Делительный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца			Принимаем b₂=60

Проверочный расчёт

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колёс. Для шестерни D_min = 125 мм, что значительно больше d_a₁. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
Проверяем контактные напряжения:

К = 376 – для косозубых колёс.

К_Hα = 1,12 (рис. 10)

Степень точности колеса – 9, (табл. 13)
при

К_Hβ = 1,0 – для прирабатывающихся колёс; К_Hυ = 1,05 – при v = 00 с^-1 и 9-й степени точности (табл. 14).

σ_Н< [σ]_H

Определяем недогруз передачи:

что допустимо (недогруз допустим до 15%).

Проверяем напряжения изгиба зубьев:

для колеса:

,

где Y_F₂ = 3,60 при

, по табл. 15.

К_Fα = 1 при 9-й степени точности колеса; К_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев колёс; К_Fυ = 1,13 – при 9-й степени точности и v =1.3 с^-1, табл. 14

,

для шестерни:

,

где Y_F₁ = 3,70 при

, табл. 15

σ_F₁= 151.09 <[σ_F₁]=255,4.

Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом, следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.