Расчет ременной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Ременная передача

2. Редуктор червячный

3. Цилиндрическая передача

4. Электродвигатель

5. Барабан

P₄= 4 кВт

щ₄= 0,8 рад·с^-1

1) Определение общего суммарного КПД привода

з_?= з_рп*з_чр*з_цп *з³_пп;

з_рп= 0,96;

з_чр= 0,825;

з_цп= 0,975;

з_пп= 0,99.

з_?= 0,96*0,825*0,975*0,99³= 0,75.

2) Определение потребной мощности электродвигателя

P_{эл.дв-ля потр.}= P₄/ з;

P_потр= 4/ 0,75=5,33 кВт.

3) Выбор марки электродвигателя

n_{эл.дв-ля}= 1000 об/мин;

P_{эл.дв-ля}= 5,5 кВт 4А 132S2;

n_{эл.дв-ля синх.}= 1000 об/мин, S= 3,3%.

4) Определение фактической частоты вращения ротора электродвигателя

n_{эл.дв-ля}= n_{эл.дв-ля синх}*( 1- S/100);

n_{эл.дв-ля}= 1000*( 1- 3,3/100)= 967 об/мин.

5) Общее передаточное число привода

U_?= n_{эл.дв-ля}/n₄;

щ₄= р*n₄/30;

n₄= щ₄ U_чр *30/ р;

n₄=0,8*30/3,14= 7,64;

U_?= 964/7,64= 126,18.

6) Определение передаточных чисел отдельных элементов

U_чр=32;

U_цп=2;

U_рп= U_?/U_чр*U_цп;

U_?= U_чр* U_цп* U_рп;

U_рп= 126,18/32*2= 1,97.



7) Определение частот вращения валов привода

n₁= n_{эл.дв-ля}= 967 об/мин;

n₂= n₁/U_рп;

n₃= n₂/ U_чр;

n₄= n₃/ U_цп;

n₂= 967/1,97= 490,86;

n₃= 490,86/ 32= 15,34;

n₄= 15,34/ 2= 7,67.

8) Определение угловых скоростей вращения валов привода

щ₁= р*967/30=101,21 рад*с^-1;

щ₂= р*490,86/30=51,37 рад*с^-1;

щ₃= р*15,34/30=1,61 рад*с^-1;

щ₄= р*7,67/30=0,8 рад*с^-1.

9) Определение мощностей валов привода

Р₄=4 кВт;

Р₃= Р₄/(з_цп*з_пп)=4/(0,975*0,99)=4,14 кВт;

Р₂=Р₃/( з_чр*з_пп)=4,14/(0,825*0,99)=5,07 кВт;

Р₁=Р₂/( з_рп*з_пп)=5,07/(0,96*0,99)=5,33 кВт.

10) Определение крутящих моментов на валах

Т₁=Р₁/ щ₁=5,33*10³/101,21=52,66 Н*м;

Т₂= Р₂/ щ₂=5,07*10³/51,37=98,70 Н*м;

Т₃= Р₃/ щ₃=4,14*10³/1,61=2571,43 Н*м;

Т₄= Р₄/ щ₄=4*10³/0,8=5000 Н*м.

Хар-ка вр № вала	ni, об/мин	щi, рад*с-1	Тi, Н*м	ui
1	967	101,21	52,66	1,97
2	490,86	51,37	98,70
				2
3	15,34	1,61	2571,43
				32
4	7,67	0,8	5000

2. Расчет редуктора

Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=32 принимаем z₁=1.

Число зубьев червячного колеса

z₂= z₁u=32. (1)

Принимаем z₂=32.

При этом u= z₂/ z₁=32.

Отличие от заданного (32-32)/32*100%= 0%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Примем скорость скольжения в зацеплении х_S=3 м/с. Тогда допускаемое контактное напряжение [у_H]=167 МПа(табл.[1]). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [у_OF]=K_FL*[у_OF]'. В этой формуле K_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_?>25*10⁷; [у_OF]'=98 МПа(табл.[1]); [у_OF]=0,545*98=53,3 МПа.

Принимаем q=8, коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

.(2)

Модуль

.(3)

Принимаем по ГОСТ 2444-76 стандартные значения m=12,5 мм и q=8.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

.(4)

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

;(5)

диаметр вершин витков червяка

;(6)

диаметр впадин витков червяка



;(7)

Длина нарезанной части шлифованного червяка

;(8)

принимаем b₁=187 мм

делительный угол подъема витка г (табл.[1]): при z₁=1 q=8 г=7?07?.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

;(9)

диаметр вершин зубьев червячного колеса

;(10)

диаметр впадин зубьев червячного колеса

;(11)

наибольший диаметр червячного колеса

;(12)

ширина венца червячного колеса

.(13)

Окружная скорость червяка

.(14)

Скорость скольжения

;(15)

При этой скорости [у_H]=164 МПа(табл.).

Отклонение

.(16)

Уточняем КПД редуктора: при скорости х_s=3,64 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка(табл.[1]) и приведенный угол трения

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

(17)

Выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности K_х=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

привод электродвигатель червячный редуктор



(18)

где коэффициент деформации червяка при q=10 и z₂=2 по таблице

Примем вспомогательный коэффициент х=0,6:

(19)

Коэффициент нагрузки

.(20)

Проверяем контактное напряжение:

.(21)

(22)

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так расчетное напряжение выше допускаемого на 20%.

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

(23)

Коэффициент формы зуба Y_F=2,37

МПа,(24)

что меньше вычисленного [у_OF]=53,3 МПа.

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл.[1]): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения:

.(25)

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)(табл.[1])

; (26)

При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; коэффициент безопасности [S_H]=1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

; (27)

для шестерни



МПа;(28)

для колеса

МПа. (29)

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа. (30)

Требуемое условие выполнено.

K_HЯ=1, 25 (табл. [1]) для несимметричного расположения колес.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?_ba=0, 25.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

мм. (31)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w= 400 мм.

мм принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n= 6 мм.

Примем угол наклона зубьев Я=0° и определим числа зубьев шестерни и колеса

. (32)

Принимаем

z₁=45, z₂=z₁*u=45*2=90. (33)

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

мм; (34)

мм. (35)

Диаметры вершин зубьев:

мм; (36)

мм; (37)

ширина колеса

мм; (38)

ширина шестерни

мм. (39)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

. (40)



Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с. (41)

При скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Коэффициент нагрузки

K=K_HЯ*K_Hб*K_Hv. (42)

При ?_bd=0,4, твердости HB?350 K_HЯ=1,04; K_Hб=1,06; K_Hv=1,05.

Таким образом .

Проверка контактных напряжений:

МПа<[у_H]. (43)

.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Н; (44)

радиальная

Н; (45)

Осевая

. (46)

Проверяем зубья на выносливость по направлениям изгиба:

(47)

(48)

K_Fv=1,25, K_FЯ=1,07

.

У шестерни

(49)

у колеса

(50)

Допускаемые напряжения

;(51)

. (52)

Для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.

Определяем коэффициенты Y_Я и K_Fб:

Проверяем прочность зуба по формуле:

. (55)

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чершин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. Курсовое проектирование деталей машин. 1988г.

Размещено на Allbest.ru

...