Машины и аппараты химических производств и предприятий строительных материалов (стр. 6 из 9)

где ŋпр — КПД, учитывающий потери мощности на преодоление трения в приводном механизме и в уплотнениях барабана; ŋпр = 0,7...0,8, принимаем ŋпр -0,75.

По найденной требуемой мощности подбираем двигатель марки 4А 315510 УЗ ГОСТ 19523-81.

Таблица 1. Техническая характеристика электродвигателя

Условное обозначение	мощно-сть,кВт	частота вращения,мин '	Размеры вала
диаметр	длина
4А 315510 УЗ ГОСТ 19523 - 81	55	590	75	140

Определяем передаточное число привода:

где Uред - передаточное число редуктора; принимаем Uред =16

Uз.п .- передаточное число зубчатой передачи

Определяем частоту вращения, угловые скорости, мощности и вращающие моменты на каждом валу:

1 вал:

2 вал:

Р2 = Р1×ŋред, принимаем ŋред = 0,97; Р2 = 53,5 × 0,97 = 51,9 кВт

T2 = Р2× 10³/ ω2 = 51,9× 10³/3,86= 13446 Н.м.

На барабане

где ŋз.п. - КПД зубчатой передачи; ŋз.п.= 0,95.. .0,96; принимаем ŋз.п. = 0,95

T3 = Р3 × 10³/ ω3= 49,3 × 10³/0,44 = 112057 Н.м.

Результаты расчётов заносим на рис. 5.2.

Подбираем стандартный редуктор цилиндрический марки Ц2У-400Н 16-12М-У3 ТУ2-056-165-77

Таблица. Техническая характеристика редуктора

Условное обозначение	Передаточное число	Номинальный вращающийся момент на ведомом валу	Размеры шеек валов
ведущий		ведомый
диаметр	длина	диаметр	длина
Ц2У-400Н-16-12М--УЗТУ2-056-165-77	16	15600 Н.м	140	240	т = 8Z = 40	300

5.4 Расчёт передач на прочность

5.4.1 Расчёт зубчатой передачи

Исходные данные:

1) передаваемый зубчатым венцом вращающий момент - Tз = 112057 Н.м;

2) передаточное число передачи Uз.п. = 8,78;

3) работа непрерывная, при временных перегрузках до 20%

Проектный расчёт

Так как передача укрыта кожухом, проектный расчёт ведём на контактную выносливость зубьев в последовательности, рекомендованной (3) - С. 35-46.

Определяем межосевое расстояние передачи:

где Ка= 49,5 - для прямозубых передач;

Кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Кнβ= 1... 1,15; принимаем Кнβ = 1,15 по ГОСТ 2185-69;

ψва - коэффициент ширины зубчатого венца; ψва=в/А; принимаем ψва= 0,125;

[δ]н- допускаемое контактное напряжение, МПа;

δHeimb - предел контактный выносливости при базовом числе циклов;

KHL - коэффициент долговечности; KHL = 1;

[Sн] - коэффициент безопасности; [Sн] = 1,2.

Принимаем для изготовления подвенцовой шестерни сталь 45

ГОСТ 1050-88, имеющую δТ=340 МПа, δв = 690 МПа, средняя твёрдость 200 НВ, термообработка улучшение, а для зубчатого венца - сталь 45Л ГОСТ 1050-88, δв = 520 МПа, δt= 290 МПа, средняя твёрдость - 180 НВ, термообработка - нормализация ((3) - С.34, табл. 3.3.). Для выбранных сталей находим:

Принимаем аω = 2500 мм по ГОСТ 2185-76

Определяем модуль: m = (0,01..0,02) аω = 2500 ×(0,01..0,02) = 25..50 мм;

принимаем m = 25 мм по ГОСТ 2185-76.

Определяем числа зубьев (суммарное , шестерни зубчатого венца)',

принимаем Z1 = 20; Z2 = ZΣ – Z1 = 200 - 20 = 180;

- уточняем межосевое расстояние:

аω = 0,5 ZΣ × m = 0,5 × 200 × 25 = 2500 мм - оно не изменилось;

- уточняем передаточное число:

увеличение Uз.п. составляет:

что допустимо.

Вычисляем параметры шестерни и зубчатого венца:

1) делительные диаметры – d1(шестерни) = m × Z1 = 25 × 20 = 500 мм;

- d2(зубчатого венца) = m × Z2 = 25 × 180 = 4500 мм;

2) наружные диаметры – da1 = d1+ 2m = 500 + 2 × 25 = 550 мм;

-da2 = d2 + 2m = 4500 + 2 × 25 = 4550 мм;

3) диаметр впадины – df1= d1- 2,5m= 500 - 2,5 × 25 = 437,5 мм;

- df2 = d2 - 2,5m = 4500 - 2,5 × 25 = 4437,5 мм;

4) ширину – b1 = b2 +15 мм = 315 +15 мм = 330 мм;

- b2= аω × ψва = 2500 × 0,125 = 312,5 мм; принимаем b2= 315 мм

Определяем силы в зацеплении зубьев:

1) окружная

2) радиальная Fr = Ft × tg20° = 49,8 × 10³ × 0,364 = 18,1×10³Н; Определяем окружную скорость:

По vокр назначаем 8-ю степень точности передачи b1=330ММ

Определяем расчётные контактные напряжения зубьев:

где Zh- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Zh= 1,76;

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Zε= 0,9;

Кн- коэффициент нагрузки; Кн= Кнα × Кнβ × Кнγ × Кнδ ; (3) - С. 32;

Кнα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Кнα = 1,06; (3) - С. 39, табл. 3.4;

Кнβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; зависит от ψвd = b2 = 315 = 0,07; Кнβ= 1; (3) - С. 39, табл. 3.5;d24500

Кнγ - динамический коэффициент, Кнγ= 1,05; (3) - С. 40, табл. 3.6;

Уточняем допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев:

гдеδHeimb 2 = 390 МПа; КHL= 1; [Sн] = 1,2.

Zr- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых

поверхностей; Zr= 0,9 - для 8-ой степени точности;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости на контактную прочность зубьев; Zv = 1 ; (3) - С. 40.

Kl- коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала на контактную прочность зубьев; Kl= 1;

Кхн - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого венца;

Контактная прочность зубьев обеспечена.

Проверочный расчёт зубьев передачи на выносливость при изгибе

Определяем допускаемое напряжение на изгиб:

где δFeim- предел выносливости при эквивалентном числе циклов, МПа;

δFeim= δ°Feim×KFa ×KFd ×KFc×KFL; (3) - C.44

KFa - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев; KFa= 1;

KFd- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности; KFd= 1;

KFc- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

KFc=1;

KFL- коэффициент долговечности; KFL= 1;

δ°Feim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений, соответствующий их базовому числу;

δ°Feim1 = 1,8 НВ = 1,8 × 180 = 324 МПа - для зубчатого венца;

δ°Feim2 = 1,8 × 200 = 360 МПа - для шестерни;

δFeim2 = 324 × 1 × 1 × 1=324 МПа - для зубчатого венца;

δFeim1= 360 × 1 × 1 × 1= 360 МПа - для шестерни;

Ys- коэффициент, учитывающий градиент напряжений, зависящий от модуля; интерполируя получаем –

Yr- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; Yri=Yr2 =1;

KxF2 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

[Sf] - коэффициент безопасности; [Sf] = [<Sf]' x [Sf]"; (3) - C.43; [iSf]' - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств зубчатых колёс;

[Sf]' = 1,75; (3) - С.45, табл. 3.9;

[Sf]"2- коэффициент, учитывающий влияние на изгибную выносливость способа получения заготовки; [Sf]" =1,3 - для литых заготовок;

Определим отношение [δf]1/ Y1 - для шестерни и [δf]2/Y2 для зубчатого венца; где Y1и Y2 -коэффициенты, учитывающие форму зуба; Y1 - 4,09; Y2=3,6;

- расчёт зубьев на изгиб ведём по зубчатому венцу.

Определяем расчётные напряжения изгиба: