Определение действительного передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Определяем общее передаточное отношение привода:

 

u _общ = n₁ /n₃= 1445/80=18,06

 

Принимаем для проектируемого редуктора стандартное передаточное число u=8 по [1], с. 54.

Тогда передаточное число цепной передачи:

_цепн=u_общ/u=18,06/8=2,26

 

Определение частоты вращения валов привода

Определяем частоту вращения и угловую скорость валов привода:

вал электродвигателя:

 

n_дв=n_ном= 1445 об/мин^-1

w _ДВ=w_ном = pn_ном/30= 3,14×1445/30= 151,2 рад/с

 

- вал ведущий редуктора (быстроходный):

 

n₁=1445 об/мин^-1

w₁=151,2 рад/с

 

- вал ведомый редуктора (тихоходный):

 

n₂=n₁/u=1445/8=180,6 об/мин^-1

w₂=pn₂/30= 3,14×180,6/30=18,9 рад/с

 

- вал рабочей машины (ведомый вал цепной передачи):

 

n₃=n₂/u_цепн=180,6/2,26=80 об/мин^-1

w₃=pn₃/30=3,14×80/30=8,4 рад/с

 

Определение мощностей, передаваемых на валы привода

 

Определяем мощности на валах привода с учетом потерь:

вал электродвигателя:

 

Р_дв =Р_тр =5 кВт

 

- вал редуктора ведущий:

 

Р₁=Р_трh_мh_пк= 5× 0,98 × 0,99= 4,85 кВт

 

- вал редуктора ведомый:

 

Р₂=Р₁ h_редh_пк= 4,85× 0,902× 0,99= 4,33 кВт

 

- вал рабочей машины:

 

Рз=Р₂h_цепн= 4,33× 0,92=4 кВт

 

 

Определение крутящих моментов, передаваемых на валы привода

 

Определяем вращающие моменты на валах привода:

вал электродвигателя:

 

Т_дв=Р_тр/w_ном =5×10³/151,2=33Нм

 

- вал ведущий редуктора:

 

Т₁=Т_двh_мh_пк=33× 0,98 × 0,99= 32 Нм или₁=P₁/w₁ =4,85×10³/151,2=32 Нм

 

- вал ведомый редуктора:

 

Т₂=Т₁h_редh_пкu=32× 0,902× 0,99 ×8=229 Нм или

Т₂=Р₂/w₂ =4,33×10³/18,9=229Нм

 

- вал рабочей машины:

 

Тз=Т₂h_цепн u_цепн =229× 0,92×2,26 =476Нм или

Т₃=Р₃/w₃=4×10³/8,4=476Нм

 

Таблица 2 - Кинематические и энергетические параметры привода

Номер вала	Частота вращения валов, об/мин	Мощность, кВт	Крутящий момент, Нм
Электродвигателя	1445	5	33·103
1	1445	4,85	32·103
2	180,6	4,33	229·103
3	80	4,0	476·103

 

Расчет червячной передачи

Выбор материала и назначение термической обработки

 

КПД редуктора вычисляем ориентировочно по формуле:

h=0,95×(1-u/200)=0,95×(1-8/200)=0,912

Выбираем число витков червяка z₁ и определяем число зубьев червячного колеса z_2:

 

z₁=4

z₂=z₁×u=4×8=32

 

Ориентировочное значение скорости скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса:

_s¢=4,3×10 ^-3×w₁ × ³Ö Т ₂ = 4,3 × 10 ^-3×151,2×³Ö 229 =4 м/с

 

Принимаем марку бронзы для венца червячного колеса. Так как V_s'=4 м/c<5 м/c, то принимаем оловянную бронзу маркиБрА9Ж3Л, а для червяка - сталь 40Х с термообработкой - улучшение заготовки с последующей закалкой ТВЧ до твердости витков HRC 45…50. Характеристики бронзы следующие:

s_b=530 МПа_т =245 МПа

 

Таблица 3 - Механические характеристики материалов

Наименование	Марка материала	Вид изготовления, термообработка	Твердость	Предел прочности σВ, МПа	Предел текучести σТ, МПа
Червячное колесо	Венец БрА9Ж3Л	Центробежная отливка	__	530	245
Червяк	Сталь 40Х	Улучшение + ТВЧ	45…50 HRC	903	687

 

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

 

Для оловянной бронзы БрА9Ж3Л допускаемое контактное напряжение определим из условия сопротивления усталомувыкрашиванию рабочих поверхностей зубьев:

 

[s]_н = 250-25^.V_s, МПа

[s]_{н =} 250-25^.4=150МПа

 

K_FL - коэффициент долговечности принято принимать равнымK_HL=0,67

Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:

 

[s]_F =(0,08 s _в + 0,25s_T) K_FL,

[s]_F =(0,08s _в+0,25s_T) K_FL=(0,08 ×530+0,25 ·245) · 0,67=69,45 МПа

Определение параметров передачи и геометрических размеров червяка и колеса

 

Межосевое расстояние червячной передачи:

 

а_w= 61׳ Ö T₂/[s]_H²=61׳Ö229×10³/150²= 132 мм

 

Полученное значение округлим до стандартного значения а_w=140 мм

Определяем модуль зацепления:

 

m = (1,5…1,7)×а_w/z₂=1,6×140/32=7 мм

 

Полученное значение модуля округляем по стандарту СТ СЭВ 267 - 76 и получаем m =7 мм

Определяем коэффициент диаметра червяка из условия его жёсткости:

 

q_min=0,212×z₂=0,212×32=6,8

 

Принимаем по стандартному ряду q=8

Определим коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев колеса для заданного межосевого расстояния:

 

x =а_w/m - 0,5×(q+z₂)=140/7-0,5×(8+32)=0

 

По условию неподрезания зубьев значение x должно быть в пределах

(-1<x<+1)

Определяем геометрические размеры червяка:

 

делительный диаметр d₁=qm=8×7=56 мм

диаметр вершин витков d_a1=m (q+2)=7×(8+2)=70 мм

диаметр впадин витков d_f1=m (q -2,4)=7×(8-2,4)=39 мм

 

b₁¢>m×(11+0,06×z₂)=7×(11+0,06×32)=90 мм

 

Окончательно принять b₁= b₁¢+5m=90+5×7=125 мм

Делительный угол подъёма линии витков

g=z₁/q=4/8=0,5

γ=arctg0.5=26,6⁰

Определяем геометрические размеры венца червячного колеса - делительный диаметр

 

d₂=m×z₂=7×32=224 мм

 

диаметр вершин зубьев d_a2=m× (z₂+2+2х)=7× (32+2+2)=238 мм

наибольший диаметр колеса

 

d_aМ²=d_a2 +6m/(z₁+2)=238+6×7/(4+2) = 245мм

 

ширина зубчатого венца b₂≤0,75×d_a1=0,75×70=53мм

 

Угол обхвата червяка венцом колеса:

 

Sinδ=b₂/(d_a1-0.5m)=60/(80 -0.5·7)=0,78

δ=52,3⁰

δ=104,6⁰

Силы в зацеплении передачи

Определяем фактическую скорость скольжения:

_s=w₁d₁/2cosg=151,2×0,056/2 ×0,894=4.7 м/с

 

Определяем фактический КПД передачи:

 

h¢ =tgg/tg (g+p¢)= 0,5/tg (26°36¢+ 1°30¢)=0,926

 

Приведенный угол трения червячной передачи определяем по значению скорости скольжения V_s=4.7 м/c по табл. 3.13 [4]:ρ′=1⁰30′

Вращающий момент на валу колеса:

 

Т₂¢ =Т₁× u ×h¢=32×8×0,926×=237 Нм

 

Определяем силы, действующие в червячном зацеплении:

окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:

_t2=F_а1=2T₂¢/d₂=2 ×237×10³/224=2116 Н

 

окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:

_t1=F_a2=2T₁/d₁=2 ×32×10³/56=1143Н

 

радиальная сила на червяке и колесе:

_r1 = F_r2= F_t2tga=2116× 0,364=770 Н,

 

где a_w=20°  угол зацепления