Расчет закрытой червячной передачи

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

1.1. Определяем общий кпд привода

,

где - кпд ременной передачи, 0,95;

- кпд червячной передачи, 0;7

- кпд подшипников качения, 0,99;

- кпд соединительной муфты, 0,98.

1.2. Определяем расчетную мощность на валу электродвигателя

кВт;

По рассчитанной мощности выбираем асинхронный электродвигатель.

Используем табл. [1]

Р₃= 11кВт; n₁=1500мин^-1;

Рисунок 2. Эскиз электрического двигателя АИР180S2, мощность 11кВт, синхронная частота вращения 150мин^-1, условные обозначения: А- род двигателя - асинхронный, 180-ось вращения (мм),М- условное обозначение длинны сердечника статора, 2-число полюсов

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1. Общее передаточное число привода

где U_р.п.- передаточное число ременной передачи;

U_р..- передаточное число редуктора.

2.2. Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням отдельных передач

Принимаем U_р.=8, тогда :

_.

2.3. Определяем частоту вращения последовательно на каждом валу

мин^-1 мин^-1

мин^-1

2.4 Угловые скорости на валах редуктора

сек^-1,

сек^-1,

сек^-1,

2.5. Расчетные мощности на валах

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

2.6. Определяем крутящие моменты на валах

Hм,

Hм

Hм

Hм.

Результаты заносим в таблицу 1.

Таблица 1.

1 вал		157,08		70,03
2 вал	721,154	75,519	10,345	136,985
3 вал		9,425	7,169	760,637
привод		9,425	7,026	745,464

РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Р₁=11кВт – мощность на ведущем валу,

Т₁=70,03H*м – вращающий момент на валу ведущего шкива,

U_р.п.=2,08 – передаточное число ременной передачи,

n₁=1500мин^-1 – частота вращения ведущего вала,

- угол наклона передачи,

Характер нагрузки легкий;

Число смен работы-1.

Рисунок 2: Схема клиноременной передачи

3.1. Расчетная передаваемая мощность

где С_р- коэффициент динамической нагрузки режима работы, С_р =1

кВт.

3.2. По номограмме, по расчетной передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива, определяем сечение клиновых ремней- В(Б);

3.3. Для выбранного сечения клинового ремня:

W_р= 14 мм- расчетная ширина;

W= 17 мм- ширина;

Т= 11 мм- высота;

S= 138 мм- площадь поперечного сечения ремня;

m_n= 0,18 кг- масса 1 м;

3.4. Расчетный диаметр меньшего шкива

мм

Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива.

d_pl = 125 мм -минимальный расчетный диаметр

3.5. Передаточное отношение

3.6. Расчетный диаметр большего шкива

мм

где - коэффициент относительного скольжения, для клиноременных и поликлиноременных передач;

Принимается ближайшее стандартное значение d_p2= 250 мм

3.7. Фактическое передаточное отношение

3.8. Минимальное межосевое расстояние

мм.

3.9. Максимальное межосевое расстояние

мм

Принимается межосевое расстояние из условия a_min< a < a_max a=400 мм

3.10. Расчетная длинна ремня

мм

Округляем значение до стандартного мм

3.11. Фактическое межосевое расстояние

мм

3.12.Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Должно быть выполнено условие

3.13. Условное обозначение выбранного ремня

Ремень В(Б)-1400 ГОСТ1284,1-89

3.14. Скорость ремня

м/с

где n₁=1500 мин^-1 - частота вращения меньшего шкива.

3.15. Номинальная мощность Р₀ передаваемая одним клиновым ремнем для клиноременной передачи Р₀= 10кВт.

3.16. Расчетное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Р_р

принимаем число ремней = 2,

С_а=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем малого шкива;

С_К=0,8 - коэффициент, учитывающий, число ремней в передаче определяется по табл.;

С_L=0,9 - коэффициент, учитывающий отношение длины клинового ремня L_p к базовой длине L_о;

Для определения С_К предварительно определяем

Принимаем ближайшее большее целое число клиновых ремней.

3.17. Начальное натяжение ветви одного клинового ремня F_о с закрепленными центрами шкивов, Н.

Н

где m_n= 0,18кг - масса 1м ремня

3.18. Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.

Н

3.19. Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, для одного клинового ремня, Н:

Н

Н

3.20. Сила давления на вал комплекта клиновых ремней:

Н

где - угол обхвата меньшего шкива ремнем.

3.21. Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа,

МПа

3.22. Напряжение в ремне от центробежных сил

МПа

для клиновых и поликлиновых ремней 1100…1200 кг/м³.

3.23. Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве для клинового ремня

МПа

3.24. Максимальное напряжение в ремне

Прочность обеспечивается если выполняется условие

3.25. Частота пробегов ремня

с ^-1

Условие долговечности обеспечивается если

3.26 Результаты расчетов сводим в таблицу

Параметры расчета клиноременной передачи Таблица №2

Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.	Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.
Тип ремня	В(Б)	__		Число ремней	К	шт.
Передаточное отношение	U	_	2,02	Начальное натяжение ремня		Н	434,266
Диаметр ведущего шкива	dP1	мм		Окружная сила		Н	1120,163
Диаметр ведомого шкива	dP2	мм		Сила давления на валы		Н	1716,15
Длина ремня	lP	мм		Угол обхвата ремнем меньшего шкива		0	162,2
Межосевое расстояние	а	мм	400,751	Частота пробегов ремня			7,014
Скорость ремня		м/с	9,82	Сила натяжения ведущей ветви ремня		Н	714,31
Максимальное напряжение в ремне		МПа	9,992	Сила натяжения ведомой ветви ремня		Н	154,225

РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Ожидаемая скорость скольжения

м/с,

где 136,985 Нм - вращающий момент на валу червячного колеса.

4.2. Выбираем материал и марку материала для изготовления червячного колеса

15,752 м/с – этой скорости соответствует бронза марки БрО10Ф1 отлитая в кокиле;

Для данной марки известны следующие параметры:

260 МПа – предел прочности при растяжении;

150 МПа – предел текучести.

4.3. Допускаемое напряжение

МПа,

принимаем 196МПа

где - коэффициент долговечности,

- коэффициент долговечности.

4.4. Изгибающее напряжение на червячное колесо

МПа

4.5. Межосевое расстояние

мм

где - вращающий момент на валу червячного колеса, Нмм;

- число зубьев червячного колеса, ;

- число заходов червяка, принимается по передаточному числу ;

- коэффициент диаметра червяка, принимается и округляется до стандартного значения;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

4.6. Модуль зацепления

мм;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение m=10мм;

4.7. Фактическое межосевое расстояние

мм;

4.8. Делительный диаметр червяка

мм;

4.9. Диаметр вершин витков

мм;

4.10. Диаметр впадин витков

мм;

4.11. Угол подъема винтовой линии

4.12. Окружная скорость червяка

м/с;

где - делительный диаметр червяка, м.

4.13. Длина нарезанной части червяка

при 16

4.14. Диаметр делительной окружности колеса

мм;

4.15. Диаметр вершин зубьев колеса:

мм;

4.16. Диаметр впадин зубьев колеса:

мм;

4.17. Наибольший диаметр колеса

мм;

4.18. Окружная скорость червячного колеса

м/с,

где - делительный диаметр колеса;

4.19. Ширина зубчатого венца червячного колеса

при 2 ,

мм

4.20. Скорость скольжения

м/с;

По полученному значению скорости скольжения назначаем степень точности передачи:

при м/с, степень точности равна 9.

4.21. КПД червячной передачи

где - приведенный угол трения

4.22. Уточненный крутящий момент на валу червяка

Нм;

4.23. Окружная сила на червяка (осевая на колесе)

Н;

4.24. Окружная сила на колесе (осевая на червяке)

Н;

4.25. Радиальная сила на червяке (колесе)

Н

4.26. Расчетные контактные напряжения (проверочный расчет)

где К =1 при м/с.

4.27. Расчетные напряжения изгиба у основания зубьев червячного колеса (проверочный расчет)

,

где - коэффициент формы зуба, определяется по табл. в зависимости от эквивалентного числа зубьев ,

МПа – допускаемое изгибающее напряжение,

4.28. Температура масла в редукторе (проверочный расчет)

,

где -температура окружающего воздуха;

- КПД передачи;

коэффициент теплоотдачи редуктора при охлаждении масла водой, проходящей через змеевик;

Расчет валов

5.1. Расчет допускаемых напряжений

5.1.1. Выбираем материал валов

Сталь 40Х –термообработка - улучшение

σ_b =790 МПа σ_Т =640 МПа твердость 235…262 НВ

5.1.2.Определяем допускаемое напряжение на изгиб.

[σ_И ] = ,

где: σ_-1 – предел выносливости на изгиб, МПа

МПа

[n] – коэффициент запаса прочности, [n] = 2,5

К- коэффициент концентрации напряжений, К=2

[σ_И ] =

5.1.3. Определяем допускаемое напряжение на кручение.

[τ] = 0,5 ^. [σ_И ] = 63,2 ^. 0,5 = 31,6 МПа

5.2. Выполняем эскизную компоновку редуктора, целью которой является определение расстояний между опорами валов и расстояния от точек приложения сил до опор.

Рисунок 3: Эскизная компоновка редуктора.

5.3.1. Толщина стенки корпуса редуктора

мм

мм, принимаем 8мм.

5.3.2. Толщина крышки редуктора

мм, принимаем 9 мм.

5.3.3. Зазор между торцами колес и стенкой редуктора

мм.

5.3.4. Расстояние между серединами подшипника

мм.

5.3.5. Расстояние между центрами подшипников вала колеса

мм

5.3.6. Расстояние от середины шкива до середины подшипника

мм

5.4. Для расчета вала необходимо знать величины и направления сил, действующих на вал редуктора.

Рисунок 4: Схема сил действующих в передачах редуктора

5.5. Расчет вала червяка на кручение.

Конструктивно вал выполнен за одно целое с червяком

5.5.1. Определяем диаметр выходного конца вала.

мм

Принимаем d_в = 36 мм; l= 80 мм.

5.6. Расчет консольно - нагруженного вала

Исходные данные:

1092,05 Н,

1712,313 Н,

635,574 Н.

5.61. Строим расчетную схему сил действующих в вертикальной плоскости

5.6.2. Определяем на опорах от сил в вертикальной плоскости

5.6.3. Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

м

Нм

м

5.6.4. Строим расчетную схему сил действующих в горизонтальной плоскости

ΣМ_A = 0;

ΣМ_В = 0;

5.6.5. Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

м

Нм

м

Нм

м

Нм

5.6.6. Определяем суммарные реакции опор

5.6.7. Определяем суммарный изгибающий момент

Нм;

Нм;

Нм;

5.6.8. Определяем эквивалентный момент

Нм

Нм

Нм

Нм

5.6.9. Определяем диаметр вала

мм;

Принимаем d_в=36 мм.l=80 r=2.0 c=1.6

мм

На этом месте вала будет выполнен червяк, необходимое сечение вала соблюдается.

мм

Т.к. последняя цифра диаметра вала для подшипника должна быть 0 или 5, то примем 40 мм, чтобы соблюсти конструктивную особенность вала

мм

5.6.10 Конструирование консольно - нагруженного вала

Рисунок 5: Эскиз вала червяка

5.7 Расчет вала червячного колеса на кручение

5.71. Строим расчетную схему сил действующих в вертикальной плоскости

5.7.2. Определяем на опорах от сил в вертикальной плоскости

Н

5.7.3. Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

м

Нм

м

Нм

5.7.4. Строим расчетную схему сил действующих в горизонтальной плоскости

ΣМ_A = 0;

ΣМ_В = 0;

5.7.5. Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

м

Нм

м

Нм

5.7.6. Определяем суммарные реакции опор

5.7.7. Определяем суммарный изгибающий момент

Нм;

Нм;

5.7.8. Определяем эквивалентный момент

Нм

Нм

Нм

5.7.9. Определяем диаметр вала

мм;.

Принимаем d_в=49 мм.l=80 r=2,5 c=2

мм

принимаем 52 мм, в этом месте на валу будет стоять червячное колесо

мм

Т.к. в этом месте будет стоять подшипник, принимаем диаметр d=50мм

5.8. Конструирование консольно - нагруженного вала

Рисунок 6: Эскиз вала червячного колеса

5.9. Проверочный расчет вала колеса на усталостную прочность

5.9.1. Общий коэффициент запаса прочности.

,

где - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.

; ,

где - требуемый коэффициент запаса прочности, для редукторных валов рекомендуется ;

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа; для легированной стали

-предел выносливости на кручение, МПа =0,58*396,5=229,97 МПа

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, [прил. 4. табл. 1.5 и 1.6];

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений [прил. 4. табл. 1.7];

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, МПа, принимают

МПа, МПа;

- среднее напряжение циклов при изгибе и кручении, МПа, принимают ; МПа;

- изгибающий и крутящий моменты в рассматриваемом сечении, Н*мм;

- момент сопротивления изгибу, мм³, для сечения ослабленного шпоночной канавкой (рисунок 6);

мм³,

- момент сопротивления кручению, мм³,для сечения ослабленного шпоночной канавкой,

мм³,

- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений [прил. 4. табл. 1.8.]