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