Реферат: Проектирование привода общего назначения
Итого получаем:
,
принимаем число ремней равное z=3.
Предварительное натяжение ветвей клинового ремня
Н (16)
где v – окружная скорость ведущего шкива, v=wдв·d1/2=154·140·10–3/2=10,78 м/с; q – коэффициент, учитывающий центробежную силу, q=0,18 Н·с2/м2.
Сила действующая на валы:
Fв = 2·F0·z·sin(a1/2) = 2·177·3·sin(149/2) = 1023 Н. (17)
Ширина обода шкива находится по формуле:
Bш= (z–1)·e + 2f = (3–1)·19 + 2·12,5 = 63 мм, (18)
где e=2 мм, f=12,5 – размеры канавок [1, c. 138].
4. Расчёт червячной передачиВыбираем червячную передачу с двузаходным червяком z1 = 2. Число зубьев колеса соответственно будет равным:
z2 = z1 · iред = 2·16 = 32
Для длительно работающих передач используются червяки с твердостью HRC > 45. В качестве материала червяка применяем закалённую сталь 45. Выбор материала колеса зависит от скорости скольжения, которую оцениваем по формуле [2, c. 24]:
м/с, (19)
где T2 = P/w2= 5000/3,67 = 1362 Н·м – крутящий момент передаваемый колесом.
Исходя из рекомендаций [2, c.25] материалом венца червячного колеса выбираем латунь марки Л66А6Ж3Мц2 со следующими прочностными характеристиками: sв=500 МПа, sт=330 МПа, [sн]=275–25·vc = 205 МПа.
Определяем коэффициенты долговечности для расчёта передачи по критерию контактной прочности и прочности а изгиб. Коэффициент долговечности для расчёта на контактную прочность равен [2, c 26]:
, (20)
где NHE – число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи, рассчитываемый по формуле:
, (21)
где ti – срок службы под нагрузкой Ti; c – число зацеплений; m=4 – показатель степени.
Общий срок службы определяем по выражению:
tS=365·24·L··Kсут·Kгод = 365·24·7·0,5·0,6 = 11038 час
где L – число часов в смене; Kсут – коэффициент, учитывающий ежедневное обслуживание передачи и перерывы; Kгод –коэффициент, учитывающий перерывы в работе течении года.
Величины Ti и ti определяем по данным циклограммы нагружения (рис. 2). В результате получим:
NHE = 60·35·(1,394·11038·10-5+(0,65·1038 –11038)·10-5 +
+ 0,84·0,35·11038·105)=18,4·106 c
.
Коэффициент долговечности для расчёта на изгибную прочность равен [2, c 26]:
, (22)
где NFL вычисляется по формуле (21) c m=9.
В итоге имеем
NFL = 60·35·(1,399·11038·10-5+(0,65·1038 –11038)·10-5 +
+ 0,89·0,35·11038·105)=16,2·106 c;
.
Определяем допускаемое напряжение на изгиб по формуле [2, c.11]:
[s]F = (0,25sт + 0,08sв)KFL = (0,25·330+0,08·500)·0,73 = 89 МПа.
Допускаемые напряжения при перегрузках
[s]Нпр = 2·sт = 660 МПа; [s]Fпр = 0,8·sт = 264 МПа.
Межосевое расстояние должно удовлетворять условию [2, c.11]:
мм (23)
Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2144-76 равное aw=125 мм.
Модуль червячной пары рассчитываем по выражению
мм (24)
Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2144-76 m=6,3 мм. Коэффициент диаметра червяка равен:
(25)
Принимаем q=8. Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы было соблюдено условие [2, c. 12]:
q ³ 0,212·z2 (26)
Условие 8 ³ 0,212·32 = 6,7 – верно.
Определяем коэффициент смещения зуборезного инструмента:
x= (aw/m) – 0,5·(z2 + q) = 125/6,3 – 20 = –0,16 (27)
На основании полученных предварительных данных производим определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для её последующего конструирования и проверочного расчёта, что представлено в табл. 1.
Таблица 1
Определение основных параметров червячной передачи
| Параметр | Расчётная формула | Расчёт |
| 1. Делительный диаметр червяка |
d1=mq |
d1=6,3·8=50,4 мм |
| 2. Делительный диаметр червячного колеса |
d2=mz2 |
d2=201,6 мм |
| 3. Начальный диаметр червяка |
dw1=m(q+2·x) |
dw1=6,3·(8–2·0,16)=48,4 |
| 4. Диаметр вершин витков червяка |
da1=d1+2m |
da1=50,4+12,6=63 мм |
| 5. Диаметр впадин витков червяка |
df1=d1–2,4m |
df1=50,4–2,4·6,3=35,3 мм |
| 6. Длина нарезной части червяка |
b1³(11+0,06z2)m |
b1³(11+0,06·32)·6,3= = 81,4 мм |
| 7. Угол подъёма витков червяка |
g=arctg(z1/q) |
g=arctg(2/8)=14°09’ |
| 8. Диаметр вершин зубьев колеса |
da2=m(z2+2+2x) |
da2= 6,3·(32+2–0,32)= = 212,2 мм |
| 9. Наибольший диаметр колеса |
dam2£ da2+6m/(z1+2) |
dam2£212,2+6·6,3/4= = 221,7 мм |
| 10. Диаметр впадин зубьев колеса |
df2 = m(z2–2,4+2x) |
df2 = 6,3·(32–2,4–0,32)= = 184,5 мм |
| 11. Ширина зубчатого венца |
b2 = 0,335aw |
b2 = 0,335·125=41,9 мм |
Определяем окружные скорости на червяке и колесе:
v1 = 0,5·w1·d1·10–3 = 0,5·58,72·50,4·10–3 = 1,48 м/с; (28)
v2 = 0,5·w2·d2·10–3 = 0,5·3,67·201,6·10–3 = 0,34 м/с.
Скорость скольжения:
v3 = v1/cosg = 1,48/cos 14°02’ = 1,53 м/с. (29)
Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи – 9 [2, c. 28].
Уточняем КПД передачи по формуле:
, (30)
где j' = 3°50’ – приведённый угол трения [1, c. 140] .
Находим силы, действующие в зацеплении:
– окружная на колесе, осевая на
червяке:
Н;
– окружная на червяке, осевая на
колесе: 
Н;
– радиальные силы: 
Н.
Расчётные контактные напряжения в зацеплении:
МПа (31)
где K=1 – коэффициент нагрузки.
Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого значения, что обеспечит правильную работу редуктора по этому критерию. Для надёжной работы необходимо произвести проверку зубьев на изгиб. Максимальные изгибающие напряжения в зубе рассчитываем по формуле:
МПа,
где YF – коэффициент формы зуба, который определяется по эквивалентному числу зубьев колеса zv2=z2/cos3g=35 Þ YF = 1,64 [2, c.28]; x – коэффициент, учитывающий износ зубьев, x=1.
