Кинематический расчёт привода. Расчёт червячной закрытой передачи. Расчёт роликовой цепной передачи

1 Кинематический расчёт привода

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

Р_з = 8кВт

Р_тр = , где

η _общ – общий кпд привода

η _общ=η₁* η ₂* η ₃³,

Где η ₁ – кпд червячной закрытой передачи

η ₂ – кпд цепной передачи

η₃ – кпд 2-х подшипников качения

Принимаем:

η₁ = 0,725

η₂ = 0,96

η₃ = 0,9925

η_общ = 0,725*0,96*0,993³ = 0,725*0,96*0,978 = 0,681

Р_тр = 8/0,681 = 11,7кВт

1.2 Выбор электродвигателя по ГОСТу

Р_дв≥Р_тр

Тип электродвигателя 4А160S4

Мощность электродвигателя 15кВт

Синхронная частота вращения 1500мин^-1

Скольжение 2,3%

1.3 Мощность на каждом валу привода

Для ведущего вала

Р₁ = Р_дв = 15 кВт

Для промежуточного вала привода

Р₂ = Р₁* η₁* η₃² = 15*0,714 = 10,712 кВт

Уточним значение мощность ведомого вала привода

Р₃ = Р₂* η₂* η₃ = 10,712*0,96*0,9925 = 10,206 кВт

1.4 Передаточные числа привода

Общее передаточное отношение

U_общ = ω₁/ω₃,

где ω1 – угловая частота вращения ведущего вала привода

ω₁ = πn₁/30, где

n₁ – частота вращения ведущего вала привода

n₁ = nc(1-S)

n₁ = 1500(1-0.023) = 1465.5 мин -1

ω₁ = 3,14*1465,5/30 = 153,389

U_общ = 153,389/4,082 = 37,577

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода

U_общ = U₁*U₂, где

U₁ – передаточное число червячной закрытой передачи

U2 – передаточное число цепной передачи

Прнимаем по ГОСТу

U₁ =10

Тогда U₂ = U_общ/U₁ = 37,577/10=3,7577

1.5 Угловые скорости каждого вала привода

Для ведущего вала

ω₁ = 153,389

Для промежуточного вала

ω ₂ = ω₁/U₁ = 15.34

Уточняем значение угловой скорости вращения для ведомого вала

ω₃ = ω₂/U₂  = 15,34/3,76 = 4,08

1.6 Частота вращения каждого вала привода

Для ведущего вала

n₁ – 1465,5мин-1

Для промежуточного вала

n₁ = n₁/U₁ = 1465,5/10 = 146,55 мин-1

Для ведомого вала

n₃ = n₂/U₂ = 146.55/3.76 = 38.98

1.7 Вращающий момент на каждом валу привода

Для ведущего вала

T₁ = P₁/ ω₁ = 15000/153.389 = 97.79 H*м

Для промежуточного вала

Т₂ = Р₂/ ω₃ = 10712/15,34 = 698,305 Н*м

Для ведомого вала

Т₃ = Р₃/ ω₃ = 10206/4,08 = 2501,47Н*м

2 Расчёт червячной закрытой передачи

Исходные данные для расчёта червячной закрытой передачи выбираются из  кинематического расчёта привода

Мощность на червячном валу P₁ = 15 кВт

Угловая частота вращения червячного вала ω₁ = 153,389

Число оборотов червячного вала n₁ = 1465,5 об/мин

Вращающий момент червячного вала T₁ = 79 Н*м

Мощность на валу червячного колеса P₂ = 10,712 Вт

Угловая частота вращения червячного колеса ω₂ = 15,34

Число оборотов червячного колеса n₂ = 146,55об/мин

Вращающий момент на валу червячного колеса T₂ = 698,305Н*м

Передаточное число червячной передачи U₁ = 10

2.1   Назначим материал для деталей передачи:

Для червяка – сталь 45, закалённая до твёрдости более 46HRC, витки шлифованные

Для червячного колеса: диск и ступица – чугун С415

Для венца принимаем брорнзу: БрОНФ

При предварительно назначенной скорости скольжения Vск = 4м/с, что соответствует приблизительному среднему значению, допускаемое контактное напряжение [σк] = 185 МПа, допускаемое напряжение на изгиб зубьев червячного колеса [σи] = 56 МПа.

2.2 Передаточное число червячной передачи Uч, должно соответствовать стандартному значению

Uч = 10

По передаточному числу принимаем число заходов винтовой линии червяка

2.3 Число зубьев червячного колеса

2.4Принимаем коэффициент диаметра червяка q из стандартного ряда

q=12,5

2.5  Межцентровое расстояние

Полученное значение округляем по ГОСТу

a=160мм

2.6 Модуль зацепления передачи

Принимаем значение по ГОСТу

m = 7мм

2.7 Диаметр делительных окружностей:

 - для червяка

 - для колеса

Диаметр выступов:

 - для червяка

 - для колеса

Диаметр впадин:

 - для червяка

 - для колеса

Внешний диаметр колеса

Длинна нарезной части червяка

Ширина зубчатого венца колеса

Угол наклона зубьев колеса, равен углу подъёма винтовой линии червяка, при

2.8 Окружная скорость червяка

,

Где

 

2.9 Скорость скольжения

2.10 Степени точности передачи S, принимаем в зависимости от

S=8

2.11 Уточняем допускаемое контактное напряжение при

[σ_k ]=167.5 Мпа

2.12 Находим коэффициент нагрузки

k = k_q*k_кц

где k_q – динамический коэффициент, зависящий от степени точности передачи и скорости скольжения

     k_q = 1,4

     k_кц – коэффициент концентрации нагрузки

     k_кц = 1+0,4(z₁/θ),

где θ коэффициент деформации червяка, зависящий от z₁ и q

θ = 94

k_кц =т 1+0,4(40/94) = 1+0,4*0,425 = 1,17

k = 1,4*1,17=1,63

2.13 Проверочный расчёт на контактную площадь

[σ_k ] MПа,

где  T₂ = 698305 Н*м

        a = 160 мм

2.14 Эквивалентное число зубьев колеса

2.15 Коэффициент формы зуба Y=3.62, при

2.16 Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на изгиб

где

=76

       m=7 мм

2.17 Конструктивные размеры червячного колеса

Диаметр вала под червячное колесо

где

     допускаемое напряжение при кручении

Принимаем

Длинна ступицы колеса

 мм

Диаметр ступицы колеса

Принимаем

Толщина венца

δ = 2*m = 14 мм

Толщина диска

 мм

Диаметр расположения облегчающих отверстий

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий

 I = 4

Радиус закругления зубьев колеса

R =

Принимаем P =

Размер фасок принимаем в зависимости от диаметра вала

3 Расчёт роликовой цепной передачи

Исходные данные

Мощность на валу ведущей звездочки P₂=10,712 кВт

Угловая частота вращения ведущей звездочки w₂=15,36

Число оборотов ведущей звездочки n₂=146,55

Вращающий момент вала ведущей звездочки T₂=698,305 Н*м

Мощность на валу ведомой звездочки P₃=10,206 кВт

Угловая частота вращения ведомой звездочки w₃=4,08

Вращающий момент на валу ведомой звездочки T₃=2501,47 Н*м

Передаточное число цепной передачи U₂=3,79

Последовательность выполнения работы

3.1  Назначим материал звездочек – сталь 20

3.2Число зубьев ведущей звездочки

Число зубьев ведомой звездочки

3.3  Принимаем тип роликовой цепи

Шаг цепи

где  – коэффициент, учитывающий внешний наклон цепи

При γ ≤принимается = 1

При γ ≥принимается = 1,25,

где γ – угол между линией соединяющей центры звездочек и горизонтальной линией

 вращающий момент на ведущей звездочке

допускаемое давление в шарнирах

 число рядов цепи

Принимаем ближайшее большее стандартное значение шага цепи 38,1 мм

3.4Уточняем допускаемое давление в шарнирах

[p] = 32 МПа

3.5  Межцентровое расстояние

a = 40*t = 1524 мм

3.6  Число звеньев цепи

3.7 Уточняем межцентровое расстояние

3.8 Подбираем стандартную цеь и выписываем параметры

Тип цепи Пр – 38,1 – 12700

Q = 127000 Н – разрушающая нагрузка

q = 5,5 кг/м – масса 1м цепи

m = 1 – число рядов цепи

t = 38,1 – шаг цепи

A = 359 мм – площадь опорного шарнира

3.9  Средняя скорость цепи

 

3.10   Окружная скорость цепи

 

     

3.11   Проверочный расчёт на износостойкость

3.12   Натяжение ведущей ветви цепи от центробежных сил

q = 5.5 кг/м

v = 2,2 м/с

3.13   Натяжение ведущей ветви

 q = 5.5 кг/м

при 

при  

принимаем

3.14   Расчётное усилие в ведущей ветви цепи

F = 1.2*4869.1+2.72+16.764 =5862 H

3.15   Проверочный расчёт запаса прочности

h = Q/F = 127000/5862 = 21.66

3.16   По типу цепи выписываем размеры цепи

d = 11.12 мм – диаметр оси шарнира

d₁= 22,23 мм – диаметр ролика

b = 25,4 мм – расстояние между внутренними пластинами цепи

B = 62 мм – толщина цепи

h = 42,4 мм – ширина цепи

3.17   Конструктивные размеры ведомой звездочки

где =698305 H*мм

 – допускаемое напряжение при кручении

Диаметр ступицы

Ширина зуба звездочки

b₁= 0.93*b = 23.62 мм

Диаметр делительной окружности

D₂ = t/sin(180^o/Z₁)

D₂  = 38.1/sin (180/24) = 38.1/0.13 = 298 мм

Диаметр окружности выступов зубьев

D_e = t*[k+ctg(180^o/z₁)] мм,

где k – коэффициент высоты зубьев выбирается в зависимости от геометрических характеристик

λ = t/d₁

λ = 38.1/22.23 = 1.72

k = 0.575

D_e =38.1/[0.575+ctg(180/24)]=38.1*[0.575+7.7]=315.28 мм

Диаметр окружности впадин

D₁ = D₂-2*r₁,мм

где r₁ – радиус впадин

r₁ = 0,5025*d₁+0.05 = 0,5025*22,23+0,05 = 11.22 мм

D₁  = 293-22,44 = 270,56

Высота головки зуба

H = (D_e-D₂)/2, мм

Н=(315,28-293)/2=11,14 мм

Радиус закругления зуба

r₂ = 1.7*d₁

r₂=1.7*22.23 = 37.8 мм

Радиус закругления ступицы

R=4 мм