Привод барабанной мельницы

     U = ,          (2.4)

     где n -  число оборотов вала типового электродвигателя;

     n - число оборотов на выходном валу привода;

     

     По  таблице 4[1] назначаем передаточное число редуктора U =3,15, а передаточное число определяется по формуле:

     U = U_рем*U                                                                         (2.5)

     Из  которой                

     U_рем= =

     что входит в допускаемые приделы [1]. 
 

     2.1.6 Определение мощности на всех валах привода

       P =3,72 кВт         (2.6)

                                                    (2.7)

          (2.8)

     2.1.7 Определение частоты  вращения каждого вала привода

     n =n =1430 об/мин ^-1,        (2.9)

              (2.10)

     n = = об/мин, (2.11)

     2.1.8 Определение угловых скоростей на всех валах привода

     Угловые скорости на отдельных валах определяются по формуле:

     ω₁= с ,       (2.12)

     

          ω₂= ,       (2.13)

     ω₃ = с^-1,       (2.14)

     2.1.9 Определение вращательных  моментов на всех  валах привода

     Т , (2.15)

     Т ,                                                      (2.16)

     Т .                                                        (2.17)

       
 

     2.1.10 Сводная таблица  кинематических параметров  привода

     Кинематические  параметры представлены в таблице (2.2)

     Таблица 2.2 - Кинематические параметры привода

 

     Анализ  результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый прибор обеспечивает требуемые по заданию мощность и число оборотов на выходном валу привода. Отклонений нет. 

     2.2 Расчет закрытой  зубчатой передачи (редуктора)

     2.2.1 Задачи расчета

     Задачами  расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи  являются:

     - выбор материалов для изготовления зубчатых колес ;

     - определение допускаемых контактных  и изгибных  напряжений;

     - определение геометрических параметров передачи;

     - проверка расчета по контактным и напряжения.

     2.2.2 Исходные  данные для кинематического расчета представлены в таблице 2,2.

     2.2.3 Условия прочности закрытой зубчатой передачи.

         Работоспособность и надежность закрытой зубчатой передачи обеспечения по двум критериям: контактной и изгибной прочности.

         Главным критерием работоспособности  в данном случае является контактная  прочность, поэтому при расчетах  геометрии закрытой зубчатой  передачи используются показатель  прочности материала - допускаемое  контактное напряжение.

         
 

  Расчеты,  проектные и проверочные выполняются исходя из следующих условий.

      ; (2.17)

      ,  (2.18)

     Допускается перегрузка передачи не более 5% недогрузка не более 10%.

     2.2.4 Выбор материалов  и определение  допускаемых напряжений  и .

     

     

     В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и среднезагруженных передачах, а также в открытых  передачах  применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ.

     Для лучшей приробатываемочти зубьев шестерни и колеса обеспечение частого  нарезание зубьев после термо-обработки  и высокой точности изготовления рекомендуется использовать для  изготовления шестерни материал с большей твердостью чем для колес.

     Для косозубых передач HB₁ –HB₂=(50-70)HB

     Подбираем по таблице 7 первого источника материалы:

     Шестерни: сталь 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 269 нВ; сердцевины 302 нВ.

     Предел  временного сопротивления  =890н/мм².Придел текучести =650н/мм² и придел прочности при переменной нагрузки =380н/мм².

     Колеса: сталь – 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 207 нВ; сердцевины 235 нВ

     Предел  временного сопротивления  =680н/мм².Придел текучести =440н/мм² и придел прочности при переменной нагрузки =285н/мм².

     Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса  определяются по формулам:

      ;        (2.20) 
 
 

     где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть           1 ≤ < 1,8   и определяются по формулам:

     Принимаем =1 и =1.

      и - допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений соответствующих принятому ранее коэффициенту (таблица 6[1]).

                                              (2,21)

     Таким образом по формуле (2.20):

     

     

     

     Для расчета изомерии передачи используем среднее значение показателей прочности материалов:

           =0,45( + )=0,45(551,2+439,6)=445,86  (2.22) 
 

     2.2.5 Определение геометрических параметров зацепления зубчатой передачи.

        Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа.

     -пректный;

     -проверочный;

     Проектный расчет выполняется по допускаемым  контактным напряжениям с целью  определения геометрических параметров зубчатого  зацепления.

      а) Определение межосевого расстояния:

     a > K ,      (2.23)

     где K =376 – для косозубых передач [1]; 

     

       

      - коэффициент ширины колеса  по межосевому расстоянию, который  определяется по формуле:

      ,          (2.26)

     где - коэффициент ширины колеса,принимаем=1 (определяем из таблицы 9 [1]):

      = ,

     K -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, определяется по таблице 10[1].   .

     K =1,04;

     a > 116,83 мм

     Полученное  значение для нестандартных передач округляем по таблице 11[1] до ближайшего значения ряда нормальных линейных значений. a =118

     Значение  коэффициентов K и   K_FB в зависимости от относительной ширины колеса

     б) Находим модуль зацепления.

     m=(0,01-0,02) 118=(1,18*2,36)

     полученное  число округляем до стандарта по таблице 12[1],  принимаем  
m=2,25 мм.

          в) определяем ширину венца шестерни и колеса

      ,          (2.27)

      .

     Полученные  величины округляем по таблице 11[1]: 
 

     

     

      ,

      .

     г) Вычисляем угол наклона зубьев для косозубых передач:

      ,         (2.28)

      .

     Обычно  угол наклона в косозубых передачах  =8-16⁰. Желательно получать наименование в этих пределах

     д) Находим суммарное число зубьев

      ,         (2.29)

      .

     Которое округляется в меньшую сторону  до целого числа.

     е) Уточняем действительное значение угла

      ,         (2.30)

     

     Точность  вычислений Cos - до пятого знака после запятой. 

     ж) Определяем число зубьев шестерни и  колеса

                (2.32)

      , 
 

      ,

      .

     

     Полученные  значения округляют до целых так, чтобы  и .

     з) Уточняем передаточное число

     U ,       (2.33)

     Причем

      ,       (2.34)

      %. Что допустимо.

     и) Вычисляем основные геометрические  параметры передачи в мм  по таблице 13 [1].

     Таблица 3 - Геометрические параметры передачи, мм