Оглавление:
Расчет привода с червячным редуктором и цепной передачей
Задание на курсовую работу:
Подобрать электродвигатель, выполнить кинематический и силовой расчеты привода, расчет червячной и цепной передач (рис. 7.1).

Исходные данные
- Мощность на валу ведомой звездочки цепной передачи
= 4,0 кВт.
- Частота вращения вала ведомой звездочки
.
- Общее передаточное отношение привода
.
- Нагрузка постоянная.
- Выпуск серийный.
- Требуемая долговечность привода
.
7.1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
Общий КПД привода (см. табл. 3.1):

= 0,8 — КПД червячной передачи при предварительных расчетах;
= 0,95 — КПД открытой цепной передачи;
= 0,995 — КПД пары подшипников качения.
Определяем требуемую мощность и частоту вращения вала электродвигателя.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4A100L2 с номинальной мощностью = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения
асинхронной частотой вращения
(см. табл. 3.3).
Распределяем общее передаточное отношение привода между передачами. Принимаем передаточное число червячной передачи = 20, цепной передачи
= 60 / 20 = 3.
Выполняем кинематический расчет привода. Мощности на валах:

Частота вращения валов:

Вращающие моменты:

Результаты расчета сведем в табл. 7.1.

7.2. Расчет червячной передачи
- Определяем предварительно скорость скольжения в червячной передаче [2, с. 26]:

- Выбираем материал венца червячного колеса с учетом скорости скольжения и способа отливки. Способ отливки следует назначать в зависимости от заданного типа производства. При единичном производстве рекомендуется способ отливки в земляную форму. Из табл. 7.2 выбираем оловянную бронзу БрОФЮ-1 с пределом прочности
= 275 МПа и пределом текучести
= 200 МПа. Заливка в кокиль.
- Определяем допускаемое контактное напряжение:

где — допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений
;
, причем меньшие значения принимаются при червяках, закаленных ТВЧ, со шлифованными витками, большие при цементируемых, закаленных, шлифованных и полированных червяках;
— коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зубьев колес в зависимости от скорости скольжения; определяется по формуле
или по табл. 7.3;
— коэффициент долговечности, заключен в диапазоне значений
:

где — число циклов нагружения (
циклов);
— частота вращения вала червячного колеса;
— требуемая долговечность (ресурс) привода в часах (при постоянной нагрузке).

Примечания.
- Способ отливки обозначается заглавной буквой: 3 — в землю; К —
в кокиль; Ц — центробежный. - В скобках указаны формулы для червячных передач с твердостью червяка Н < 350 НВ.

Для II и III групп материалов венцов червячных колес формулы расчета допускаемых контактных напряжений указаны в табл. 7.1.

- Допускаемые напряжения изгиба для всех групп материалов венцов колес определяются но формуле, которую в общем виде можно записать как

где — исходное допускаемое напряжение:

значение указаны в табл. 7.2,
— коэффициент долговечности при расчете на усталость при изгибе;


- Определяем геометрические параметры червячной передачи. Межосевое расстояние определяется из условия

где — вращающий момент на червячном колесе, Н • мм;
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; в предварительных расчетах при постоянной нагрузке можно принимать
= 1;
— допускаемое контактное напряжение.

Межосевое расстояние можно округлять до значений из стандартного ряда (80; 100; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250 мм и т. д.) или до чисел, оканчивающихся на 0 или 5. Принимаем

Число заходов червяка зависит от передаточного числа червячной передачи (табл. 7.4).

Для = 20 число заходов червяка
= 2, тогда число зубьев колеса

Из условия неподрезания зубьев колеса рекомендуется принимать .
Предварительное значение модуля передачи

Принимаем = 6,3 мм (табл. 7.5).
Коэффициент диаметра червяка при принятом модуле = 6,3 мм.

Полученное при расчетах значение округляется до ближайшего стандартного (табл. 7.5). Принимаем = 10.

После расчета коэффициента диаметра червяка следует проверить нижний предел рекомендуемых значений:

Примечание. Ряд передаточных чисел червячных передач по ГОСТ 2144-76: 8; 9; 10; 11,2; 12,5; 14; 16; 18; 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 35,5; 40 и т. д.
Коэффициент смещения

Рекомендуемые пределы значений коэффициента смещения для червячных передач . Однако допускается диапазон
.
В некоторых случаях после произведенных расчетов следует уточнить передаточное число передачи и отклонение фактического значения
от заданного
.

Если последнее неравенство выполняется, то можно продолжать расчет геометрических размеров червяка и червячного колеса. Делительный диаметр червяка

и червячного колеса

Диаметр вершин витков червяка и зубьев червячного колеса

Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Принимаем

Если коэффициент смещения , то для червяка следует определять начальный диаметр:

Длина нарезанной части червяка определяется по формулам ГОСТ 19650-74 (табл. 7.7).

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при увеличивают на 25 мм, при
= (10-16) мм — на 35-40 мм, при
> 16 — на 50 мм, что связано с искажением профиля витка червяка при входе и выходе режущего инструмента. Если коэффициент смещения занимает промежуточное значение (отличается от указанных в табл. 7.6),
определяют но тому из уравнений, которое дает большее значение
.
Для


т.к. <10, то
увеличиваем на 25 мм. Принимаем
= 120 мм.
Ширина венца червячного колеса

Полученное значение округляется до величины из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем = 56 мм.
Определяем угол охвата червяка червячным колесом :

Условие > 90° выполняется.
Определяем силы в зацеплении червячной передачи.
Следует изобразить схему действия сил и определить их величины. Если в задании не оговорено направление вращения и нарезки винтовой линии червяка, то ими можно задаться самостоятельно. Следует учитывать, что если червяк имеет правое направление винтовой линии, то передаточное отношение — положительная величина. Если червяк имеет левое направление винтовой линии, то
— отрицательная величина.
Предположим, что червяк с правым направлением витка вращается по часовой стрелке. Схема действия сил показана на рис. 7.2.

Выполняем проверочный расчет червячной передачи на прочность но контактным напряжениям.
Определяем скорость скольжения в зацеплении

где — окружная скорость на червяке;

Уточняем допускаемое напряжение для найденной скорости скольжения:

Расчетное контактное напряжение

где — коэффициент динамической нагрузки

Определяем КПД передачи:

где — приведенный угол трения, определяемый экспериментально (табл. 7.8).

Меньшие значения приведены для оловянной бронзы, большие для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.

Осуществляем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба

где — коэффициент формы зуба, который принимается по табл. 7.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса
;
— коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; для постоянной нагрузки
= 1,0;
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колеса; при



Условие прочности выполняется.
Тепловой расчет.
Рабочая температура масла без искусственного охлаждения

где — КПД червячной передачи;
— мощность на червяке, Вт;
— коэффициент теплоотдачи,
при плохих условиях охлаждения;
= 13-17 при хороших условиях охлаждения);
— площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса,
, где
— межосевое расстояние червячной передачи;
— коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;
— максимально допустимая температура напева масла:

Если рабочая температура масла превышает допустимое значение, то следует принимать меры по охлаждению масла: увеличивать площадь охлаждения за счет применения ребер охлаждения на корпусе редуктора, устанавливать на валу червяка вентилятор, применять водяное охлаждение и т. д.
При охлаждении вентилятором

где коэффициент выбирается из таблицы в зависимости от частоты вращения вентилятора
(табл. 7.10).

7.3. Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи

По табл. 7.11 по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки = 25, тогда число зубьев большой звездочки


Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

где — коэффициент динамичности нагрузки при спокойной нагрузке;
= 1 [9, с. 68];
— коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; примем
= 1 при
— коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, если линия центров наклонена до 60°;
= 1;
— коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цени; при регулировке оси одной из звездочек
= 1;
— коэффициент, учитывающий характер смазки; при регулярной капельной смазке
= 1;
— коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки; при односменной работе
= 1.

Ориентировочно допускаемое давление в шарнирах определим но табл. 7.12 в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки


Определим ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи = 1:

Зададимся двумя смежными шагами цепи ПР по ГОСТ 13568-75 (табл. 7.13) и рассчитаем оба варианта (табл. 7.14).




Расчетный коэффициент запаса прочности

но табл. 7.18



Условие выполняется.
Принимаем роликовую однорядную цепь ПР-25,4-56700 но ГОСТ 13568-75.
Наибольшая хорда, необходимая для контроля звездочек:


Координаты точки

Координаты точки

Угол наклона радиуса вогнутости

Ширина внутренней пластины = 24,13 мм по ГОСТ 13568-75. Расстояние между внутренними пластинами
= 15,88 мм по ГОСТ 13568-75.
Радиус скругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг скруглений

Диаметр обода (наибольший)

Радиус скругления у основания зуба при

Ширина зуба однорядной звездочки

Это курсовая работа взята со страницы готовых курсовых работ по прикладной механике:
Курсовые работы по прикладной механике
Возможно эти курсовые работы вам будут полезны: