Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором (стр. 2 из 10)
Выбираем сечения ремня – Б.
Диаметр ведущего шкива передачи, мм:
мм;Р1 = Рn;
где: Р1 – мощность на ведущем валу;
Рn – потребная мощность;
n1 – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.
Диаметр ведомого шкива, мм:
d2 = Up d1, (3.1)
где: Up – передаточное число ремённой передачи.
d2 = 1,5·200 = 300 мм;
Получившееся число округляем до стандартного числа: d2 = 315 мм.
Межосевое расстояние (предварительное), мм;
аmin = 0,55 (d1 + d2) + h, (3.2)
amin = 0,55 (200 + 315) + 10,5 = 293,75 мм;
аmax = d1 + d2, (3.3)
аmax = 200 + 315 = 515;
Расчётная длинна ремня, мм:
, (3.4) 
мм.Найденное значение округляется до ближайшего стандартного:
Lp = 1600 мм.
Уточнение межосевого расстояния, мм:
, (3.5) 
мм;где
(3.6) 
Угол обхвата ремня малого шкива, градусы:
, (3.7) 
;Расчётная мощность, Вт.:
, (3.8) 
,где
- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата; 
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; 
- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;Требуемое число ремней:
(3.9)
где
- мощность на ведущем валу передачи; 
– коэффициент, учитывающий число ремней.Для определения коэффициента
предварительно принимают некоторое число ремней ( 
).Найденное значение Z округляют до целого числа:
Z = 2.
Скорость ремня, м/с:
(3.10) 
Сила предварительного натяжения ремня, Н:
(3.11)
;Коэффициент θ, учитывающий влияние центробежных сил, принимается в зависимости от сечения ремня.
Сила действующая на валы, Н:
(3.12)
Рабочий ресурс (долговечность) клиноремённой передачи, ч:
(3.13) 
где
- число циклов, выдерживаемых ремнём.Ширина шкива:
Рассчитанная клиноремённая передача имеет следующие параметры, указанные в таблице 3.1:Таблица 3.1 – Параметры плоскоременной передачи
| d1, мм | d2, мм | a, мм | В, мм | b, мм | А, мм2 | L, мм | α1, ˚ | Н0, ч | FП,H | V,м/с | Тип |
| 200 | 315 | 391,5 | 45 | 17 | 138 | 1600 | 163,3 | 2057 | 149,7 | 10,15 | прорезиненный ремень |
4. Расчёт и конструирование редуктора
Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый соосный. Быстроходная (первая) ступень редуктора - цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная (вторая) - с прямозубыми.
4.1 Материалы зубчатых колес
Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.
В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ≤ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).
Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.
Твердость материала НВ ≤ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:
НВ1 ≥ НВ2 + (30 - 50) НВ,
где НВ1 и НВ2 – твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.
Технологические преимущества материала при НВ ≤ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.
Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ≤ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ
300.С целью сокращения номенклатуры материалов в двух – и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.
Данные о материалах представлены в виде табл. 4.1:
Механические характеристики зубчатых колёс.
Табл. 4.1
| Зубчатое колесо | Марка стали | Термообработка | Твёрдость сердцевины НВ, МПа |
| колесо | 40ХН | нормализация | 220-250 |
| шестерня | 40ХН | улучшение | 269-302 |
4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)
При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние аω Межосевые расстояния быстроходной аωб и тихоходной аωт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена. Поэтому расчет следует начать с нее.
Межосевое расстояние, мм.
аωт = Ка. (Vт + 1) .
; (4.1)где: Ка = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач.
Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора.
Т3 – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н.м.
Кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 4.1) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса ψbd относительно делительного диаметра.
Рис. 4.1 Сумма зубьев шестерни и колеса.
ψbd = 0.5ψba. (Uт + 1); (4.2)
где: ψba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимаемый из ряда: 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0. Принимаем ψba = 0,4.
ψbd = 0,5 . 0,4 . (2,44 + 1) = 0,688.