Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу
Міністерство освіти та науки України
Національний Технічний Університет “ХПІ”
Кафедра деталей машин і прикладної механіки
КУРСОВА РОБОТА
“Розрахунок і проектування
зубчато-пасового приводу”
Виконав: ст. групи
Перевірив:
Харків, 2006
1. Вибір електродвигуна
Вихідні
дані:
= 4,5 кВт;
=
175 об/хв;
= 2,25.
1.1 Визначення загального ККД привода:
=
Ч
Ч
=
0,96 Ч
0,98 Ч
0,992
= 0,92;
де m – число пар підшипників.
1.2 Визначення необхідної потужності ЕД.:
=
(кВт).
1.3 Визначення частоти обертання двигуна в першому наближенні:
=
Ј
11 Ю
Ј
11
= 1925 (об/мин).
Використовуючи таблицю 2 [1], вибираємо електродвигун 4А100S4У3;
= 5,5 кВт;
= 1445 об/мин;
1.4 Розбиваємо загальне передатне відношення між передачами:
=
=
= 8,26;
=
Ч
;=
2…4;=2…5;
Приймаю
=
4,13 тоді:
=
=
=
2,0
1.5 Заповнюю таблицю 1:
Таблиця 1
| № | Параметр | Розмірність | Вал ЕД | Вхідний вал I | Вихідний вал II |
| 1 | N | кВт | 4,9 | 4,65 | 4,5 |
| 2 | n | об/мин | 1445 | 722,5 | 175 |
| 3 | T | HЧм | 32,4 | 61,46 | 245,6 |
| 4 | Dmin | мм | 32 | 30 | 45 |
=
=
=
Ч
;
=
Ч
Ч
=
0,96 Ч
0,99 Ч
4,9= 4,65 (кВт);
=
;
=
=
=
722,5; T = 9550 Ч
;
= 9550 Ч
= 32,4 (HЧм);
=
9550 Ч
= 61,46 (HЧм);
= 9550 Ч
=245,6 (HЧм).
d і
;
k = 5,7 ;d = 5,7 Ч
= 18,1 (мм);
d I
= 5,88 Ч
= 23 (мм); d II
= 5,88 Ч
= 36 (мм).
2. Розрахунок пасової передачі
Вихідні дані (із таблиці 1):N1 = 4,9 кВт;
n1 = 1445 об/мин;
Up = 2,0;
T1= 32,4 HЧм.
2.1 По таблиці 2.12[1] вибираю перетин паса, використовуючи передостанній стовпець T5, так щоб значення Т1 було більше. Виходячи з цього, вибираю нормальний тип паса – А;
bp = 11 мм; y0 = 2,8 мм; h = 8 мм; dpmin = 90 мм; b0 = 13 мм;q = 0,10 кг/м.
2.2 З метою підвищення довговічності приймаю мінімальний розрахунковий діаметр шківа не 90 мм, а наступне за ним стандартне значення, тобто: dp1 = 100 мм.
2.3 Обчислюю розрахунковий діаметр відомого шківа:
dp2 = dp1 Ч Up(1 – s ),де s = 0,02; dp2 = 100 Ч 2,0(1-0,02) = 196 мм;
з таблиці 2,21 [1] вибираю найближче стандартне значення, тобто dp2 = 200 мм.
2.4 Обчислюю колову швидкість паса:
7,56
(м/с).
2.5 Обчислюю міжосьову відстань пасової передачі в першому наближенні:
2.6 Визначаю розрахункову довжину паса в першому наближенні
Стандартна
довжина паса
в першому наближенні:
L1 ст
=1000 мм
2.7 Визначаю довжину паса в другому наближенні з умови числа пробігів, що допускається:
Умова
довговічності
не виконується
Приймаємо довжину паса з умов довговічності:
1,5
м Приймаємо
стандартну
довжину паса:
L2ст
= 1600 мм
2.8 Обчислюю міжосьову відстань, що відповідає другому стандартному значенню
(мм)
2.9 Визначаю мінімальну й максимальну міжосьові відстані, що відповідають вимогамексплуатації.
2.10 Обчислюю кут обхвату на ведучому шківі
a1
= 180°
–
60°
180°
–
60°
°>[a1]
= 110°
2.11 Визначаю еталонну довжину ременя, стор. 28 табл 2.15 [1]
L=1600 мм
2.12 По табл. 2.19 [1] визначаємо коефіцієнт CL методом інтерполяції.
CL=0,977
2.13 Вихідна потужність при dp1 =100 мм та VT =7,5 м/с дорівнює (по табл. 2.15)
N0 = 1,275 кВт –методом інтерполяції
2.14 Коефіцієнт кута обхвату Сa визначаю по таблиці 2.18 [1] Сa = 0,97
2.15 Виправлення до обертального моменту на передатне відношення, табл. 2.20 [1]
DTu = 1,1(HЧм)
2.16 Виправлення до потужності: DNu = 0,0001ЧDTu Чnед = 0,0001Ч1,1Ч1445 = 0,16 кВт
2.17 Коефіцієнт режиму роботи (по табл. 2.8): Cp=0,73
2.18 Визначаю допуск. потужність на один пас:
[N] = (N0ЧCLЧCa+DNu)ЧCp = (1,275Ч0,997Ч0,97+0,16)Ч0,73 = 1,005 кВт
2.19 Визначаю
число пасів:
2.20 Коефіцієнт числа ременів стор.28 [1]: CZ=0,95
2.21 Дійсне
число пасів
у передачі
дорівнює:
приймаю
Z' = 5
2.22 Визначаю силу початкового натягу одного клинового паса по формулі:
2.23 Визначаю зусилля, що діє на вали передачі по формулі:
2.24 Розміри ободів шківів визначаю з таблиці 2.21
Lp=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм;
e=15±0,3
мм; f=10
мм;a1=34о
r=1,0 мм; hlmin=6 мм;a2=38о
2.25 Зовнішні діаметри шківів визначаю по формулах:
(мм)
(мм)
2.26 Ширину обода шківів визначаю по формулі:
(мм)
3. Розрахунок зубчастої передачі
3.1. Вибір матеріалу й розрахунок допустимих напружень.
3.1.1 По таблиці 3.12[1] вибираємо характеристики матеріалу. Твердість колеса повинна бути на 30 – 40 одиниць НВ менше твердості шестірні.
| № | Параметри | Шестерня | Колесо |
| 1 | Марка стали | Сталь 40Х | Сталь 45 |
| 2 | Твердість сердцевини | 245НВ | 200HB |
| 3 | Твердість поверхні | 58HRC | 50HRC |
| 4 | Термообробка | Загартовування ТВЧ | Нормализація |
| 5 |
|
800 Мпа | 450 МПа |
| 6 |
|
1000 МПА | 750 МПа |
3.1.2. Визначаю допустимі напруження згину для шестірні
=343
МПа
=600
МПа -межа витривалості
(відповідає
базової кількості
циклів навантаження)
-
Коефіцієнт
безпеки
-
Коефіцієнт,
що враховує
засіб здобуття
заготовки
-
Коефіцієнт,
що враховує
обробку перехідної
кривої
-
Коефіцієнт,
чутливості
метала до
концентраторів
напружень
=1,0
– Коефіцієнт,
що враховує
характер прикладення
навантаження
у випадку відсутності
реверса
=1,0
- Коефіцієнт
довговічності
3.1.3. Визначаю допустимі напруження згину для колеса.
=206
МПа
3.1.4. Визначаю допустимі напруження згину на шестірні, що діє при максимальних зусиллях.
МПа
3.1.5. Визначаю допустимі навантаження на колесо при дії максимального зусилля:
МПа
=
2500 МПа
3.1.6. Визначаю допустимі контактні навантаження для шестірні:
=945
МПа
=18HRC+150
- межа контактної
витривалості
- коефіцієнт
довговічності
- коефіцієнт
безпеки
- коефіцієнт,
що враховує
шороховатість
поверхні
- коефіцієнт,
що враховує
колову швидкість
3.1.7. Визначаю допустимі контактні навантаження для колеса:
=372
МПа
SH2=1.2; ZR=0.95;
KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Допустимі контактні навантаження
3.2 Проектний розрахунок зубчатої передачі.
3.2.1 Вихідні дані з таблиці №1 стовпець «Вхідний вал І»
N1
= 4,65 кВт n1
= 722,5
об/хв. T1
= 61,46 HЧм
=
4,13
3.2.2
– коефіцієнт
розподілу
навантаження
між зубами.
3.2.3 Визначаю орієнтовно колову швидкість:
м/с
3.2.4 Приймаю коефіцієнт ширини вінця
3.2.5 Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, береться по малюнку 3.14 [1]
3.2.6
–
коефіцієнт
динамічності,
визначається
по таблиці 3.16
методом
інтерполяції
3.2.7 ZM=275 МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу:
3.2.8 ZH=1,76Чcos
=1,76
– коефіцієнт,
який враховує
форму коліс,
що сполучаються.
3.2.9 Приймаємо кількість зубців першої шестерні Z1=21, тоді
Z2=Z1ЧUЗ=86,73 приймаємо Z2=87
3.2.10
- коефіцієнт,
що враховує
сумарну довжину
контактних
ліній
3.2.11 Визначаю наближене значення коефіцієнта торцевого перекриття
3.2.12 Підставляю отримані значення у вихідну формулу і визначаю мінімальний діаметр початкового кола шестірні:
3.2.11. Визначаю модуль зачеплення в першому наближенні:
Отриманий результат округляю у більшу сторону до найближчого стандартного значення по табл. 9, отже m=1.5
3.2.12
мм
Визначаю ширину вінця
b = ybd Ч d1 = 40.32мм
У результаті проведення проектувального розрахунку одержуємо:
Z1 = 21 m = 1.5 Z2 = 87bW = 40.32 мм
3.3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі.
3.3.1 Визначаю ділильний кут профілю в торцевому перетині:
3.3.2 Визначаю кут зачепленню передачі:
,
Приймаю
X1
= X2
=0 , тобто корекція
зубцюватої
пари відсутня
3.3.3 Визначаю міжосьову відстань:
мм
3.3.4 Обчислюю діаметри ділильного кола шестірні й колеса:
мм
мм
3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубів шестірні й колеса
мм
мм
3.3.6 Обчислюю колові діаметри западин
3.3.7 Обчислюємо діаметри основних кіл шестірні й колеса
мм
мм
3.3.8. Кут профілю зуба в крапках на колах вершин:
3.3.9 Обчислюємо складові коефіцієнта торцевого перекриття:
3.3.10 Визначаю
коефіцієнт
торцевого
перекриття
3.3.11 Осьовий
крок перекриття
дорівнює
3.3.12 Визначаю
коефіцієнт
осьового перекриття
