Формула определения частоты вращения ведомого вала

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

1.5 Определение крутящего момента на валах

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

T_i =, Н ּ м(1.10)

где T_i — крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Р_i — мощность на i-ом валу, кВт;

n — частота вращения i-ого вала, мин -1

T₁ = 9550 ּ P₁/n₁ = 9550 ּ 1,1/695 = 15,12 Н ּ м

T₂ = 9550 ּ P₂/n₂ = 9550 ּ 0,88/22,06 =380,96 Н ּ м

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1 являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Частоты вращения валов, мин -1

2. Расчёт червячной передачи

Выбор материала и термической обработки червяка и колеса

Червяк: Сталь 40Х, Термообработка: цементация и закалка ТВЦ, твёрдость 45 HRC, шлифование и полирование.

, (2.1)

где V₅ – скорость скольжения, м/с.

Назначаем материал II группы БрА9Ж3Л. Способ отливки ц – центробежный

Колесо менее прочное, следовательно по нему и определяем напряжения.

Определение срока службы передачи

где t_Σ – срок службы передачи.

t_Σ = 5·365·0,80·24·0,29=10161,6 час.

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

=(300 – 275) – 25V_S (2.3)

=275-25·2,26=218,5 Мпа

Определение допускаемых напряжений на изгиб

(0,25σ_т+0,08σ_в)·, (2,4)

где σ_т – предел текучести, Мпа;

σ_в – предел выносливости на растяжение, Мпа;

N_FE – эквивалентное число циклов нагружения.

где a_i,b_i – коэффициенты с графика нагрузки.

N_FE = 60·22,06·10161,6·(0,0005·1,5 9 + 0,5·1 9 +0,5∙0,5 9 )=8,7·10 6

(0,25·200+0,08·500)·=70,74МПа

Назначение числа заходов червяка и числа зубьев колеса

Z₁=1 – число заходов червяка,

Z₂=2·31,5=32 – число зубьев колеса.

Назначение коэффициента диаметра червяка q

Назначаем из стандартного ряда q=14. ГОСТ 19672-74.

Определение межосевого расстояния a_w

, (2.7)

где К – коэффициент нагрузки;

q₁ – коэффициент диаметра червяка, для передачи без смещения q₁=q=8

где К_β0 – начальный коэффициент концентрации нагрузки.

Принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 2144-76 а_w= 125мм.

Определение модуля передачи

Согласуем со стандартным рядом ГОСТ 2144-76 m=6,3мм.

где х – коэффициент смещения.

принадлежит допустимому интервалу 0,7.

Определение геометрических размеров червяка и колеса

Делительный диаметр d₁=m·q (2.11)

Длина нарезной части червяка b₁(11+0,06Z₂)m (2.15)

b₁(11+0,06·32)·6,3=81,4 принимаем b₁=82мм.

Угол подъема линий витков червяка

Делительный диаметр d₂= m·Z₂ (2.16)

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении d_a2=m(Z₂+2+2x) (2.17)

Наибольший диаметр колеса d_am2d_a2+6m/(Z₁+2) (2.18)

d_am2212,2+6·6,3/(1+2)=224,8мм

Диаметр впадин в среднем сечении d_b2=m(Z₂-2,4+2x) (2.19)

Ширина колеса b₂0,75 d_a1 (2.20)

b₂0,75·63=47,25мм

Определение скорости скольжения и КПД червячной передачи

, (2.21)

где V₁ – окружная скорость червяка, м/с.

(2.22)

КПД червяка: , (2.23)

где приведённый угол трения, φ’ = 2,3˚

Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

, (2.24)

где К_β – коэффициент концентрации нагрузки;

К_V – коэффициент динамической нагрузки.

где Θ – коэффициент деформации червяка, Θ=72;

х – коэффициент режима работы червячной передачи.

Для нахождения К_V определяют окружную скорость колеса V₂, м/с:

V₂= (2.29)

V₂=

Уточняем допускаемое напряжение:

=218,5МПа > σ_Н=152,66МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Проверка зубьев колеса на напряжения изгиба

,

где Y_F – коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z_V2.

А – площадь поверхности охлаждения, кроме поверхности дна, м 2 .

Приближённо площадь поверхности охлаждения можно определить по соотношению:

t_раб=20˚+

Охлаждение за счёт поверхности корпуса редуктора.

Определение частоты вращения валов привода

Определение частоты вращения валов производится с учётом передаточных чисел передач привода по зависимости:

где n_вх – частота вращения входного вала i-ой передачи, (мин –1 ); n_вых – частота вращения выходного вала i-ой передачи, (мин –1 ); u_i – передаточное число рассматриваемой передачи.

Рассчитаем частоты вращения для каждого вала:

n₁=частота вращения 1 вала;

Определение мощности на валах привода

Мощность на каждом валу привода определяется по зависимости:

где Р_вых – мощность на выходном валу i-ой передачи, (кВт); Р_вх – мощность на входном валу i-ой передачи, (кВт); h_пер – КПД рассматриваемой передачи.

Определим мощности на каждом валу.

3.3. Определение крутящих момент ов на валах привода

Крутящие моменты на каждом валу привода определяются по зависимости:

где T_i – крутящий момент на i-ом валу, (Н×м); Р_i – мощность на i-ом валу привода, (кВт); n_i – частота вращения i-ого вала,( мин -1 )

Определим крутящий момент на каждом валу.

Выбор стандартного редуктора

Цилиндрический одноступенчатый редуктор подбирают из числа стандартных (табл. 3) по следующим параметрам: передаточное число редуктора и_ред. и крутящий момент на тихоходном валу Т_тих, (кН·м), таким образом, чтобы табличные значения параметров были ближайшими к требуемым или немного большими.

Таблица 3-характеристики редукторов типа ЦУ

Редуктор ЦУ – 160 – 2,5 – 12 – У2 ГОСТ 20373

Редуктор с межосевым расстоянием тихоходной ступени a_w = 160 (мм), передаточным числом u_р=2,5, вариантом сборки 12, климатическим исполнением У, категорией размещения 2:

Расчет цепной передачи

Выбираем цепь приводного роликовые однорядного типа ПР. определяем ее шаг по формуле:

T₃=66,0 . 10 3 (Н мм)

(К_э— коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи)

К_д — динамический коэффициент;

К_д= 1;( при спокойной нагрузке)

К_н — наклон цепной передачи;

К_р — регулирование натяжения цепи;

К_р = 1,25 (при периодическом)

К_п = 1,5-периодичность работы;(при работе в две смены)

К_см = 1,5- (при периодической смазке цепи)

К_э=1 1 1 . 1,25 1,5 1,5=2,81

Найдем число зубьев звездочек:

z₁ — число зубьев ведущей звездочки;

z₁=31-2 U_{цеп ут}= 31-2 . 2,83=25,34;

2.по давлению в шарнире цепи ;

Найдем из данного уравнения (окружная сила).

Рассчитаем v . (средняя скорость цепи)

А_оп (проекция опорной поверхности шарнира) берем из таблицы.

Определяем число звеньев в цепи по формуле:

L_t= 118-четное число зубьев.

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 % то есть на 589,08 0,004=2,36 (мм).

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формулам

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле.

Определяем силы действия цепной передачи:

Fv=q . V 2 =2,6 . (3,0) 2 =23,4(H) (центробежная сила)

q-масса одного метра цепи ПР

F_f=9,81 . Kf . q . a=9,81 . 6 . 2,6 . 0,589=90,13(H) (сила от провисания цепи)

К_f-коэффициент ,учитывающий расположении цепи

F_b=F_t+2F_f=653,33+2 . 90,13=833,60(H) (расчетная нагрузка на валы)

=71,24>[S] (нормативный коэффициент запаса прочности )