Курс работа. Расчет привода с червячным редуктором и цепной передачей Задание на курсовую работу
 Скачать 1.52 Mb.
|
|
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  |