125442 (Розрахунок зубчасто-пасового приводу)

РОЗРАХУНОК зубчасто-пасового привода

2. Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Вихідні дані: N_з = 6.5 кВт;

N_в=70 об/хв

1.1 Визначаємо частоту обертання вихідної ланки привода:

n_з =70 об/хв.

1.2 Визначаємо КПД електродвигуна:

_пр = _р.п (_под. )^m _з.п = 0,96 0,99² 0,98 = 0,95;

_п.п = 0,94 ... 0,96 – К.К.Д пасової передачі (с.15 [1]), η_р = 0,96;

_з.п = 0,96 ... 0,98 – К.К.Д зубчастого редуктора (с.15 [1]), η_з = 0,98;

1.3 Визначаємо необхідну потужність двигуна, (кВт):

1.4 Визначаємо можливу частоту обертання двигуна(1/хв.)

n_эд<15*n_вых<15*7=1050

Беремо електродвигун серії 4А згідно з ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1]) 4А132М6У3.

Параметри електродвигуна:

N_ел = 7,06кВт; n_ел = 970 об/хв.;

1.5 Визначаємо дійсне передаточне відношення привода:

1.6 Визначаємо передаточне відношення по ступенях

U_р=3

U_з=4.62

1.7 Визначаємо частоти обертання валів привода (об/хв):

n₁ = n_ел = 970

;

n₃

1.8 Визначаємо потужності на валах привода (кВт):

N₁ = N_вх.= 7,06

N₂ = N_{1 п.п} = 7,06 0,95 = 6,7;

N₃ = N_вых.= 6,5

1.9 Визначаємо крутні моменти на валах привода (нм):

₁ = 9550 ;

₂ = 9550 ;

₃ = 9550 .

1.10 Визначаємо орієнтовні діаметри валів привода (мм):

d₁ = d_ел = 38, (табл. 3 [1]);

d = ;

k = ;

d₂ =29,23 => 30 =>35 ;

d₃ =51 =>55 =>55.

Де[] = 15 … 30 МПа – допустиме напруження.

Приймаємо: d₂ = 35 мм, d₃ = 55 мм.

1.11 Основні параметри привода:

2. Розрахунок клинопасової передачі

Вихідні дані: N₁ = 7.06 кВт;

n₁ = 970 об/хв;

T₁ = 69.5Нм;

U_р=2.5

2.1 Визначаємо профіль паса:

T = 69.5

Приймаємо профіль паса “Б” з розмірами перерізу (табл. 2.12):

b_p = 14 мм;

h = 10.5 мм;

b₀ = 17 мм;

y₀ = 4.0 мм;

F₁ = 1.38 см²;

q = 0,18 кг/м.

2.2 Визначаємо діаметр ведучого шківа (табл. 2.15):

d_p1 = 140 мм.

2.3 Визначаємо діаметр веденого шківа (мм):

d_p2 = d_p1 u_п.п (1 – ) = 140 2.5∙ (1 – 0,02) = 384

де = 0,01 ... 0,02 – коефіцієнт ковзання.

Згідно з ГОСТ 17383-73 (табл. 2.4) приймаємо:

d_p2 = 400 мм.

2.4 Фактичне передаточне відношення

u_п.п = .

2.5 Визначаємо швидкість паса (м/с):

V₁ = < [V] = 25.

2.6 Частота обертів веденого вала (об/хв):

n₂ = .

2.7 Визначаємо міжосьову відстань (табл. 2.14), мм:

а₁ = К_а d_p2 = 1,05 400=420;

К_а=1,05.

2.8 Розрахункове значення довжини паса (мм):

L₁= .

Вибираємо стандартну довжину паса (с. 26):

L_1ст. = 1800 мм.

2.9 Перевіряємо умову обмеженості числа пробігів паса (1/c):

< [ ] = 5

2.10 Уточнюємо міжосьову відстань (мм):

a_2cm=368 мм

2.10.1 Мінімальне значення міжосьової відстані (мм):

а_min =352-0,01*1600=336

2.10.2 Максимальне значення міжосьової відстані (мм):

a_max =352+0,01*1600=368.

2.11 Перевіряємо кут обхвату ведучого шківа:

₁ = 180 – 60∙ 180 – 60∙ >[₁] = 110

Вимоги виконуються.

2.12 Знаходимо коефіцієнт довжини паса:

(табл. 2.19),

де L₀ = 2240 мм – базова довжина паса “Б” (табл. 2.15).

2.13 Вихідна потужність паса (табл. 2.15) при d_p1 = 140 мм и V₁ =45 м/с

N₀ =1,07 кВт

2.14 Коефіцієнт кута обхвату (табл. 2.18)

С = 0,89.

2.15 Поправка до обертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20)

_п = 2,3 нм.

2.16 Поправка до потужності (кВт):

_п = 0,0001∙ _п n₁ = 0,0001 2,3 970 = 0.22.

2.17 Знаходимо коефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8):

С_р = 0,92

2.18 Допустима потужність на один клиновий пас (кВт):

[N] = (N₀C∙C_L + _п) ∙С_р = (1,07*0,99*0,95+0,22) 0,92 = 1,13.

2.19 Розрахункове число пасів:

z = .

2.20 Коефіцієнт нерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])

С_z = 0,85.

2.21 Визначаємо дійсне число пасів:

z .

Приймаємо число пасів z = 8.

2.22 Зусилля попереднього натягу одного клинового пасу (н):

S₀₁ = ,

2.23 Визначаємо силу тиску на вали передачі (н):

Q = 2∙ S₀₁ z ∙sin .

2.24 Визначаємо розміри ободу шківа (табл. 2.21):

l_р = 14 мм;

h =10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l = 19±0,4мм;

f = 18,5^+2;-1 мм;

h_1min = 8 мм;

₁ = 34;

₂ = 38°.

Зовнішній діаметр шківа (мм):

d_e1 = d_p1 + 2∙b = 140+2*4,2=148,4 мм

d_e2 = d_p2 + 2∙b = 384+2*4,2=392,4 мм.

Ширина обода шківа (мм):

М = (z – 1) L + 2∙ = 196.

3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОї ЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI

Вихідні дані: N₁ = 6,7 кВт;

n₁ = 388 об/хв.;

T₁ = 164,9н*м;

U_з = 4,62.

3.1 Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8):

3.1.2 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні:

МПа

Значення вибираємо з табл.3.19:

S_F^′ = 1,75;

S_F^″ = 1,0;

G⁰_Flim1 = 600 Мпа;

Y_S = 1,0;

Y_R = 1,0;

k_FL1 = 1,0;

k_Fl1 = 1,0.

3.1.3 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса:

МПа

G⁰_Flim2 = 1,8 HB = 360 Мпа.

3.1.4 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні з перенавантаженнi:

G_FlimM1 = 2450 (табл.3.19).

3.1.5 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса з перенавантаженнi:

МПа

G_FlimM2 = 4,8 HB.

3.1.6 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців шестерні (МПа):

[G_н1] = МПа

G_Hlim1 = 1,8 ∙HRС_э+150 = 1194 МПа;

S_H=1,25;

S_HL=1,0;

z_R = 0,95;

z_V = 1,0.

3.1.7 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):

[G_н2]= МПа

G_Hlim2 = 2 ∙HB+70 = 470 МПа.

3.1.8 Визначаємо допустиме контактне напруження, дiюче в зацiпленнi:

[G_н]= min {[G_н1], [G_н2] } = 392МПа.

3.2 Проектуючий розрахунок зубчатой передачi

3.2.1 Визначаємо колову швидкість (м/с):

V_t = 0,6.

3.2.2 Необхідна ступінь точності передачі (табл. 3.33:

n_t = 9.

3.2.3 В основу покладена залежнiсть:

,

де К_Нα = 1,0 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по зуб^’ям;

К_Н = 1,08 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15 [2]);

К_НV = 1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

z_M = МПа^1/2

– коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

z_H =

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_ε =

- коефіцієнт торцевого перекриття зуба,

де

,

де z₁ = 29-кiлькiсть зубців шестернi,

z₂ =29*4,62=133,98=>134 - кiлькiсть зубців колеса,

cosβ = 1,

ε_α = [1,88-3,2∙(1/29 + 1/134)] = 1,75,

z_ε =0.75;

_d = 1 – коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл. 8.4 [2]);

d_w1=86.6мм.

3.2.4 Визначаємо модуль зубців (мм):

,

Приймаємо стандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):

m = 4 мм.

3.2.5 Були отриманi слiдуючi розрахунки:

m= 4мм;

z₁ = 29;

z₂ = 134;

d_w1 = m∙z₁= 4*29=87 мм;

b_w = ψ_d∙d_w1 = 86.6.

3.3 Геометричний розрахунок зубчатої передачi.

3.3.1 Обчислюємо ділильний кут профiля:

.

3.3.2 Обчислюємо кут зацiплення:

;

х₁+х₂=0;

α_tw=α_t=20°.

3.3.3 Визначаемо мiжосьову вiдстань:

мм.

3.3.4 Обчислюємо ділильний діаметр шестірні та колеса (мм):

d_i= ,

d₁=29*4=87 мм;

d₂= 4*134=402 мм.

3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубцiв шестірні та колеса (мм):

d_ai = ;

d_a1= мм;

d_a= мм.

3.3.7 Обчислюємо діаметри осьових кругов впадiн шестірні та колеса (мм):

d_fi=

d_f1=87-27.5=79.5мм;

d_f2=402-7.5=394.5 мм.

3.3.8 Обчислюємо кут профiля зуба у точцi на вершинах:

;

.

3.3.9 Обчислюємо складові коефицiенти торцевого перекриття:

;

.

3.3.10 Обчислюємо коефицiент торцевого перекриття:

.

3.3.11 Обчислюємо осьовій шаг перекриття:

.

3.3.12. Обчислюємо коефiциент осьового перекриття:

.

3.3.13. Сумарний коефіциент перекриття:

.

3.3.14 Обчислюємо еквівалентні числа зубчатої передачі:

;

3.3.15 Визначаємо колову швидкість (м/с):

V_t = .