Исходные данные:

Сила тяги F_к =  6.3 кH;

Скорость подъема груза V =  43 м/мин;

Длительность работы (ресурс) L_h =14500 ч;

Режим нагружения  II.

Серийность производства – среднесерийное

1.1 Расчет диаметра грузового каната

 ,                                                                                   

где F_к – усилие в канате, Н.

          мм.   

         По ГОСТ 6636–69 принимаем d_к = 8 мм.

1.2 Определение диаметра и длины барабана

Принимаем D_б = 200 мм.

Длина барабана  мм.                                       

1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

         ,                                                                                            

где V_к – скорость каната, навиваемого на барабан, м/с.

Крутящий момент барабана вычисляется по формуле:

Н^.м.

2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза

Потребляемую мощность определим по формуле

                                               ,                                           

где - КПД привода, определяемый по формуле

                                      ,                                         

где -КПД барабана

       -КПД тихоходной ступени, 

        -КПД муфты,

                                      ,

                                      кВт.

2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя

                                               ,                                                     

где  -диапазон передаточных чисел цилиндрического редуктора, _;

об/мин

         2.3 Выбор электродвигателя

AИР 132S6/960ТУ16(525.564-84), где 960 – номинальная частота вращения двигателя, n_э=960об/мин.

3 Определение передаточного числа привода и передаточного числа редуктора

Передаточное число привода определяется формулой:

                                               .                                   

Передаточное число редуктора равно передаточному числу привода:

4.1 Крутящий момент на выходном валу

                              кН/м.                                    

4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений

При Нм примем термообработку закалка с низким отпуском. Контактные напряжения выберем из диапазона МПа, примем МПа для быстроходной ступени, и МПа для тихоходной ступени

4.3 Назначение относительной ширины колес

, т.е. ,

где b_w – ширина колеса;

   a_w – межосевое расстояние.

Примем для быстроходной ступени , для тихоходной .

4.4 Номинальная частота вращения электродвигателя.

                              об/мин.

4.5 Эквивалентное время работы редуктора

Эквивалентное время работы редуктора определим по формуле

                                        ,                                                      (11)

где =0,18 по табл. 8.9 [3] для режима II.

                              ч.

5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора

          - диаметр шестерни быстроходной ступени,

 - диаметр колеса быстроходной ступени,

 - диаметр шестерни тихоходной ступени,

 - диаметр колеса тихоходной ступени,

 - ширина колеса быстроходной ступени,

- ширина колеса тихоходной ступени,

 - межосевое расстояние.

Объем редуктора определим по формуле

                              ,                                                              

где  ,

  ,                                                               

   ,                                                                                                        

.

Массу редуктора определим по формуле

где  - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12 кг/дм³.

I Вариант

мм

мм

мм

мм

л

 кг

II Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

 кг.

III Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

кг.

IV Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

кг.

V Вариант

мм;

мм;

мм;

мм;

л;

кг.

Оптимальным является второй и третий  варианты, т. к. они имеют наименьшие размеры и массу. Принимаем для расчетов III  вариант.

Для выбора оптимального варианта нужно кроме минимальной массы и минимального объема еще соблюдать условия сборки и смазки. Для редуктора собранного по соосной схеме условие сборки соблюдать не обязательно.

Условие смазки выполняется в случае, когда выполняется неравенство

. Для редуктора по сосной схеме предпочтительно, когда колеса быстроходной и тихоходной ступеней примерно равны по диаметру. Это условие достигается в III варианте редуктора.

6.1 Определение вращающих моментов.

Определим момент на выходном валу тихоходной ступени

где - КПД подшипника качения,

Нм,

Момент на шестерне тихоходной ступени

,                                               

где - КПД зубчатого зацепления,  

     - передаточное число тихоходной ступени,

Нм

Момент на колесе быстроходной ступени

Нм                                       

Момент на шестерне быстроходной ступени

Нм                                  

где - передаточное число быстроходной ступени,

Момент на входном валу редуктора

Нм.

6.2 Определение частот вращения валов.

Частота вращения быстроходного вала

об/мин,

Частота вращения промежуточного вала

об/мин,                                   (18)

Частота вращения тихоходного вала

                              об/мин.

7 Геометрический расчет зубчатых передач

В соответствии с ГОСТ 13755-81 примем для зубчатых передач угол зацепления a = 20°, коэффициентом головки (ножки) зуба , коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

Суммарный коэффициент смещение определяется по формуле

                                      х = х₁ + х₂ = х_å,                                                          (19)

где х₁ - коэффициент смещения шестерни,

х₂- коэффициент смещения колеса.

   Быстроходная прямозубая ступень

В исходном варианте редуктора дан суммарный коэффициент смещения быстроходной ступени х_Σ=0,169, для простоты расчетов примем х₁=0,0845, х₂=0,0845.

Угол зацепления по формуле

               (20)

отсюда

Диаметры делительных окружностей

                                        (21)

Диаметры вершин

         (22)

Диаметры впадин

мм;     (23)

       мм;

Диаметры начальных окружностей

           (24)

– коэффициент перекрытия:

где  – для каждого из колес.

Тихоходная косозубая ступень

Диаметры делительных окружностей

                                      (25)

Диаметры вершин

                                      (26)

Диаметры впадин

                             (27)

Диаметры начальных окружностей

                     (28)

Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

.

Коэффициент осевого перекрытия:

.

Суммарный коэффициент перекрытия:

.

8.1 Назначение материала и термообработки..

Для шестерни и колеса быстроходной ступени выберем сталь 35ХМ с твердостью 43 HRC. Для шестерни и колеса тихоходной ступени выберем сталь 40ХН твердостью 36 HRC. Все зубчатые колеса подвергаются термообработке – объемной закалке

8.2 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для быстроходной ступени.

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:

.                          

Определим окружную скорость колеса

 м/с.                     

Степень точности изготовления передачи примем равной 8.

Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра

.

Для редуктора с несимметричным расположение колес относительно опор и заданной твердостью ψ_bd      должно быть из диапазона 0,65..0,8 [3,табл. 8.4], следовательно, необходимо скорректировать ширину шестерни.     

 мм.

,                                                      

где - коэффициент концентрации нагрузки, примем  (при =0,66)

- динамический коэффициент, примем согласно

Подставляя значения, получим

.

Е_пр - приведенный модуль упругости, для стальных колес   Е_пр=2,1^.10⁵МПа.

МПа.

Определим допускаемое контактное напряжение

,                                                    (33)

где МПа,

- коэффициент безопасности, для однородной структуры [3,табл.8.9],

- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой

,                                                      

где - базовое число циклов нагружения  согласно [3,табл.8.7,рис.8.40],

 - циклическая долговечность, определяется по формуле

,                                        

где - длительность работы (ресурс), час;

- Коэффициент эквивалентности,  [3,табл.8.10];

;

;

; 

Примем

;        

Вычислим допускаемые контактные напряжения

МПа;

МПа.

Предельное значение находится как меньшее из двух

МПа.