Расчет цепной и червячной передачи

Техническая механика

Расчет привода с червячным редуктором и цепной передачей

Задание. Подобрать электродвигатель, выполнить кинематический и силовой расчеты привода, расчет червячной и цепной передач (рис. 7.1).

Рис. 7.1. Схема привода

Исходные данные

1. Мощность на валу ведомой звездочки цепной передачи Рз = = 4,0 кВт.

2. Частота вращения вала ведомой звездочки nз = 48 мин–1.

3. Общее передаточное отношение привода iобщ = 60.

4. Нагрузка постоянная.

5. Выпуск серийный.

6. Требуемая долговечность привода Ln = 15000 ч.

7.1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
Общий КПД привода (см. табл. 3.1):

общ = 1  2  3  (4)3 = 0,98  0,8  0,95  (0,995)3 = 0,734;

где 1 = 0,98 – КПД муфты;

2 = 0,8 – КПД червячной передачи при предварительных расчетах;

3 = 0,95 – КПД открытой цепной передачи;

4 = 0,995 – КПД пары подшипников качения.

Определяем требуемую мощность и частоту вращения вала электродвигателя.

Pтр = Pз / общ = 4,0 / 0,734 = 5,45 кВт;

nтр = nз  iобщ =48  60 = 2880 мин–1.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А100L2 с номинальной мощностью Р = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения ncинхр = 3000 мин–1, асинхронной частотой вращения nасинхр = 2880 мин–1 (см. табл. 3.3).

Распределяем общее передаточное отношение привода между передачами. Принимаем передаточное число червячной передачи uчп = 20, цепной передачи uцп = 60 / 20 = 3.

Выполняем кинематический расчет привода.

Мощности на валах:

P1 = Pпотр  1  4 = 5,45  0,98  0,995 = 5,314 кВт;

P2 = P1  2  4 = 5,314  0,8  0,995 = 4,23 кВт;

P3 = P2  3  4 = 4,23  0,95  0,995 = 4 кВт.

Частота вращения валов:

nI = nас.дв = 2880 мин–1;

nII = nI / uчп = 2880 / 20 = 144 мин–1;

nIII = nII / uцп = 144 / 3 = 48 мин–1.

Вращающие моменты:

Т1 = 9,55  103  Р1 / n1 = 9550  5,314 / 2880 = 17,621 Н  м;

Т1′ = 9,55  103  Рпотр / n1 = 9550  5,45 / 2880 = 18,072 Н  м;

Т2 = 9,55  103  Р2 / n2 = 9550  4,23 / 144 = 280,53 Н  м;

Т3 = 9,55  103  Р3 / n3 = 9550  4 / 48 = 795,83 Н  м.

Результаты расчета сведем в табл. 7.1.

Таблица 7.1

Номер вала

n, мин–1

Р, кВт

Т, Н · м

Вал двигателя

2880

5,45

18,072

I

2880

5,314

17,621

II

144

4,23

280,53

III

48

4

795,83

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

2. 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 БрОФ10-1 с пределом прочности в = = 275 МПа и пределом текучести т = 200 МПа. Заливка в кокиль.

3. Определяем допускаемое контактное напряжение:

[H] = [HO]  Сυ  KHL,

где [HО] – допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений 107;

[HО] = (0,75–0,9)в, причем меньшие значения принимаются при червяках, закаленных ТВЧ, со шлифованными витками, большие – при цементируемых, закаленных, шлифованных и полированных червяках;

Сυ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зубьев колес в зависимости от скорости скольжения; определяется по формуле Сυ = 1,66  υS–0,352 или по табл. 7.3;

KHL – коэффициент долговечности, заключен в диапазоне значений 0,67  KHL  1,15:

где NH = 60  n2  Ln – число циклов нагружения (NH  25  107 циклов);

n2 – частота вращения вала червячного колеса;

Lh – требуемая долговечность (ресурс) привода в часах (при постоянной нагрузке).

Таблица 7.2

Материалы для венцов червячных колес

Группа материалов

Материалы

Способ отливки

в, МПа

т, МПа

Допускаемые контактные напряжения []

I

БрОНФ10-1-1

S25 м/с

Ц

285

165

0,9 Св

БрОФ10-1

S12 м/с

К

З

275

230

200

140

0,9 Св

БрОЦС5-5-5

S8 м/с

К

З

200

145

90

80

0,9 Св;

(0,7 Св)

II

БрАЖН10-4-4

S5 м/с

Ц

К

700

650

460

430

300 – 25 S;

(275 – 25 S)

БрАЖМц10-3-1,5 S5 м/с

К

З

550

450

360

300

–  –

БрАЖ9-4

S5 м/с

Ц

К

З

530

500

425

245

230

195

–  –

III

СЧ18, СЧ15,

S2 м/с

в= 355 МПа (СЧ18)

в= 315 МПа (СЧ15)

200 – 35 S;

(175 – 35 S)

Примечания.

1. Способ отливки обозначается заглавной буквой: З – в землю; К – в кокиль; Ц – центробежный.

2. В скобках указаны формулы для червячных передач с твердостью червяка Н < 350 НВ. Таблица 7.3 S, м/с 1 2 3 4 5 6 7  8 С 1,33 1,21 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,8 Для II и III групп материалов венцов червячных колес формулы расчета допускаемых контактных напряжений указаны в табл. 7.1. NH = 60  144  15000 = 12,96  107 циклов; [HО] = 0,9 · 275 = 247,5 МПа; [H] = 247,5 · 0,782 · 0,726 = 140,514 МПа. 4. Допускаемые напряжения изгиба для всех групп материалов венцов колес определяются по формуле, которую в общем виде можно записать как [F] = [FO]  KFL, где [FO] – исходное допускаемое напряжение: [FО] = 0,25  т + 0,08  в (для материалов I и II групп); [FО] = 0,12  вv (для материалов III группы); значения т,в,вv указаны в табл. 7.2; –коэффициент долговечности при расчете на усталость при изгибе; NF = 60  n2  Lk – число циклов нагружения (105  NF  25  107); NF = 60  144  15000 = 12,96  107 циклов; [FO] = 0,25  200 + 0,08  275 = 72 МПа; [F] = 72  0,582 = 41,9 МПа. 5. Определяем геометрические параметры червячной передачи. Межосевое расстояние определяется из условия где Т2 – вращающий момент на червячном колесе, Н  мм; KН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; в предварительных расчетах при постоянной нагрузке можно принимать KН = 1; [Н] – 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 aw = 160 мм. Число заходов червяка зависит от передаточного числа червячной передачи (табл. 7.4). Таблица 7.4 Число заходов червяка червячной передачи u 8–14 15–30 Cвыше 30 z1 4 2 1 Для uчп = 20 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса z2 = z1  ичп = 2  20 = 40. Из условия неподрезания зубьев колеса рекомендуется принимать z2  28. Предварительное значение модуля передачи m = (1,5–1,7)  aw / z2 = (1,5–1,7)  160 / 40 = 6–6,8 мм. Принимаем m = 6,3 мм (табл. 7.5). Коэффициент диаметра червяка при принятом модуле m = 6,3 мм. q = 2aw / m – z2 = 2  160 / 6,3 – 40 = 10,794. Полученное при расчетах значение округляется до ближайшего стандартного (табл. 7.5). Принимаем q = 10. Таблица 7.5 m 2,5; 3,15; 4; 5 6,3; 8; 10; 12; 5 16 q 8; 10; 12,5; 16; 20 7; 10; 12,5; 14; 16; 18; 20 8; 10; 12,5; 16 После расчета коэффициента диаметра червяка следует проверить нижний предел рекомендуемых значений: qmin = 0,212  z2 = 0,212  40 = 8,48; 10 > 8,48 – условие выполняется.

Таблица 7.6

Предпочтительные параметры червячных передач

u

z1

z2

q

8

10

12,5

4

32

40

50

8

10

12,5

16

20

25

2

32

40

50

8

10

12,5

31,5

40

50

1

32

40

50

8

10

12,5

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 –0,7  x  0,7. Однако допускается диапазон –1  x  1.

В некоторых случаях после произведенных расчетов следует уточнить передаточное число передачи и отклонение u фактического значения uф от заданного u.

uф = z2 / z1 = 40 / 2 = 20;

u = |uф – u|  100 / u  4 %.

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

Делительный диаметр червяка

d1 = q  m = 10  6,3 = 63,0 мм

и червячного колеса

d2 = z2  m = 40  6,3 = 252 мм.

Диаметр вершин витков червяка и зубьев червячного колеса

dа1 = d1 + 2  m = 63 + 2  6,3 = 75,6 мм;

dа2 = d2 + 2  m  (1 + х) = 252 + 2  6,3  (1 + 0,397) = 269,6 мм.

Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса

df1 = d1 – 2,4  m = 63 – 2,4  6,3 = 47,88 мм;

df2 = d2 – 2  m  (1,2 – x) = 252 – 2  6,3  (1,2 – 0,397) = 241,882 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

Принимаем dам2 = 279 мм.

Если коэффициент смещения х  0, то для червяка следует определять начальный диаметр:

dw1 = (q + 2x)  m = (10 + 2  0,397)  6,3 = 68,002 мм.

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

Таблица 7.7

Определение длины нарезанной части червяка

Коэффициент

смещения х

Расчетные уравнения при z1

1 и 2

4

–1,0

–0,5

0

+0,5

+1,0

b1  (10,5 + 0,06z2)  m

b1  (8 + 0,06 z2)  m

b1  (11 + 0,06 z2)  m

b1  (11 + 0,1 z2)  m

b1  (12 + 0,1 z2)  m

b1  (10,5 + 0,09 z2)  m

b1  (9,5 + 0,09 z2)  m

b1  (12,5 + 0,09 z2)  m

b1  (12,5 + 0,1 z2)  m

b1(13 + 0,1 z2)m

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при m < 10 мм b1 увеличивают на 25 мм, при m = (10–16) мм – на 35–40 мм, при m > 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), b1 определяют по тому из уравнений, которое дает большее значение b1.

Для z1 = 2; х = 0,397; b1  (11 + 0,1  z2)  m; b1  (11 + 0,1  40) × × m  94,5 мм, т. к. m < 10, то b1 увеличиваем на 25 мм. Принимаем b1 = 120 мм. Ширина венца червячного колеса b2  0,75da1 при z1 = 1 и z1 = 2; b2  0,67da1 при z1 = 4; b2  0,75  75,6; b2  56,7мм. Полученное значение округляется до величины из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем b2 = 56 мм. Определяем угол охвата червяка червячным колесом 2:  = 50°379; 2 = 101°1418. Условие 2  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 i = 1 / 2 – положительная величина. Если червяк имеет левое направление винтовой линии, то i = –1 / 2 – отрицательная величина. Предположим, что червяк с правым направлением витка вращается по часовой стрелке. Схема действия сил показана на рис. 7.2. Рис. 7.2. Схема действия сил Выполняем проверочный расчет червячной передачи на прочность по контактным напряжениям. Определяем скорость скольжения в зацеплении S = 1 / cos, где 1 =   n1  d1 / 60 – окружная скорость на червяке;  = arctg (z/(q + 2x)) = arctg (2 / (10 + 2 · 0,397)) = 10°2949; 1 =   2880  0,063 / 60 = 9,5 м/с; S = 9,5 / 0,9833 = 9,668 м/с. Уточняем допускаемое напряжение для найденной скорости скольжения: [Н] = 0,9  в  C; C = 1,66  9,5–0,352 = 0,747; [Н] = 0,9  275  0,747 = 184,88 МПа. Расчетное контактное напряжение где KHv – коэффициент динамической нагрузки 127,77 МПа < 184,88 МПа. Определяем КПД передачи:  = tg / tg( + ), где  – приведенный угол трения, определяемый экспериментально (табл. 7.8). Таблица 7.8 Углы трения между червяком и червячным колесом S, м/с 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 7,0 10 15  3°10 2°30 2°20 2°00 1°40 1°30 1°20 1°00 0°55 0°50 3°40 3°10 2°50 2°30 2°20 2°00 1°40 1°30 1°20 1°10 Меньшие значения  приведены для оловянной бронзы, большие – для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.  = tg(10°29'49") / tg(10°29'49"+0°55') = 0,918. Осуществляем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба где YF – коэффициент формы зуба, который принимается по табл. 7.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z2 = z2 / cos3; KF – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; для постоянной нагрузки KF = 1,0; KF – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колеса; при 2  3 м/с KF = 1; при 2 > 3 м/с KF = KH; 2 = = d2n2 / 60.

Таблица 7.9

Коэффициент YF, учитывающий форму зубьев червячных колес

z2

YF

z2

YF

20

1,098

40

1,55

24

1,88

45

1,48

26

1,85

50

1,45

28

1,80

60

1,40

30

1,76

80

1,34

32

1,71

100

1,30

35

1,64

150

1,27

37

1,61

300

1,24

Условие прочности выполняется.

Тепловой расчет.

Рабочая температура масла без искусственного охлаждения

где  – КПД червячной передачи;

P1 – мощность на червяке, Вт;

Kt – коэффициент теплоотдачи, Вт/м2 °С (Kt = 9–12 при плохих условиях охлаждения; Kt = 13–17 при хороших условиях охлаждения);

А – площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса, м2: А  12  aw1,71, где aw – межосевое расстояние червячной передачи;

ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

[tраб] = 95 °C – максимально допустимая температура нагрева 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 Ktb выбирается из таблицы в зависимости от

Автор публикации

не в сети 1 месяц

Эли Джанхотов

0
Комментарии: 2Публикации: 65Регистрация: 26-03-2020

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.