Розрахунок зубчасто-пасового приводу (стр. 1 из 3)

РОЗРАХУНОК зубчасто-пасового привода

1. Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Вихідні дані: N_з = 6.5 кВт;

N_в=70 об/хв

1.1 Визначаємо частоту обертання вихідної ланки привода:

n_з =70 об/хв.

1.2 Визначаємо КПД електродвигуна:

h_пр = h_р.п× (h_под. )^m× h_з.п = 0,96 × 0,99² × 0,98 = 0,95;

h_п.п = 0,94 ... 0,96 – К.К.Д пасової передачі (с.15 [1]), η_р = 0,96;

h_з.п = 0,96 ... 0,98 – К.К.Д зубчастого редуктора (с.15 [1]), η_з = 0,98;

1.3 Визначаємо необхідну потужність двигуна, (кВт):

1.4 Визначаємо можливу частоту обертання двигуна(1/хв.)

n_эд<15*n_вых<15*7=1050

Беремо електродвигун серії 4А згідно з ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1]) 4А132М6У3.

Параметри електродвигуна:

N_ел = 7,06кВт; n_ел = 970 об/хв.;

1.5 Визначаємо дійсне передаточне відношення привода:

1.6 Визначаємо передаточне відношення по ступенях

U_р=3

U_з=4.62

1.7 Визначаємо частоти обертання валів привода (об/хв):

n₁ = n_ел = 970

;

n₃

1.8 Визначаємо потужності на валах привода (кВт):

N₁ = N_вх.= 7,06

N₂ = N₁ × h_п.п = 7,06× 0,95 = 6,7;

N₃ = N_вых.= 6,5

1.9 Визначаємо крутні моменти на валах привода (нм):

T₁ = 9550

;

T₂ = 9550

;

T₃ = 9550

.

1.10 Визначаємо орієнтовні діаметри валів привода (мм):

d₁ = d_ел = 38, (табл. 3 [1]);

d =

;

k =

;

d₂ =29,23 => 30 =>35 ;

d₃ =51 =>55 =>55.

Де[t] = 15 … 30 МПа – допустиме напруження.

Приймаємо: d₂ = 35 мм, d₃ = 55 мм.

1.11 Основні параметри привода:

№	параметры	размерность	Вал 1 (ел.)	Вал 2 (5)	Вал 3 (9)
1	N	кВт	7.06	6.7	6.5
2	n	об/хв	970	388	70
3	T	Нм	69.5	164.9	886.8
4	d	мм	38	35	60

2. Розрахунок клинопасової передачі

Вихідні дані: N₁ = 7.06 кВт;

n₁ = 970 об/хв;

T₁ = 69.5Нм;

U_р=2.5

2.1 Визначаємо профіль паса:

T = 69.5

Приймаємо профіль паса “Б” з розмірами перерізу (табл. 2.12):

b_p = 14 мм;

h = 10.5 мм;

b₀ = 17 мм;

y₀ = 4.0 мм;

F₁ = 1.38 см²;

q = 0,18 кг/м.

2.2 Визначаємо діаметр ведучого шківа (табл. 2.15):

d_p1 = 140 мм.

2.3 Визначаємо діаметр веденого шківа (мм):

d_p2 = d_p1 × u_п.п (1 – e) = 140 × 2.5∙ (1 – 0,02) = 384

де e = 0,01 ... 0,02 – коефіцієнт ковзання.

Згідно з ГОСТ 17383-73 (табл. 2.4) приймаємо:

d_p2 = 400 мм.

2.4 Фактичне передаточне відношення

u_п.п =

.

2.5 Визначаємо швидкість паса (м/с):

V₁ =

< [V] = 25.

2.6 Частота обертів веденого вала (об/хв):

n₂ =

.

2.7 Визначаємо міжосьову відстань (табл. 2.14), мм:

а₁ = К_а × d_p2 = 1,05 × 400=420;

К_а=1,05.

2.8 Розрахункове значення довжини паса (мм):

L₁=

.

Вибираємо стандартну довжину паса (с. 26):

L_1ст. = 1800 мм.

2.9 Перевіряємо умову обмеженості числа пробігів паса (1/c):

< [ ] = 5

2.10 Уточнюємо міжосьову відстань (мм):

a_2cm=368 мм

2.10.1 Мінімальне значення міжосьової відстані (мм):

а_min =352-0,01*1600=336

2.10.2 Максимальне значення міжосьової відстані (мм):

a_max =352+0,01*1600=368.

2.11 Перевіряємо кут обхвату ведучого шківа:

a₁ = 180° – 60°∙

180° – 60°∙ °>[a₁] = 110°

Вимоги виконуються.

2.12 Знаходимо коефіцієнт довжини паса:

(табл. 2.19),

де L₀ = 2240 мм – базова довжина паса “Б” (табл. 2.15).

2.13 Вихідна потужність паса (табл. 2.15) при d_p1 = 140 мм и V₁ =45 м/с

® N₀ =1,07 кВт

2.14 Коефіцієнт кута обхвату (табл. 2.18)

С_a = 0,89.

2.15 Поправка до обертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20)

DT_п = 2,3 нм.

2.16 Поправка до потужності (кВт):

DN_п = 0,0001∙ DT_п × n₁ = 0,0001 × 2,3 × 970 = 0.22.

2.17 Знаходимо коефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8):

С_р = 0,92

2.18 Допустима потужність на один клиновий пас (кВт):

[N] = (N₀×C_a∙C_L + DN_п) ∙С_р = (1,07*0,99*0,95+0,22) × 0,92 = 1,13.

2.19 Розрахункове число пасів:

z =

.

2.20 Коефіцієнт нерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])

С_z = 0,85.

2.21 Визначаємо дійсне число пасів:

z

.

Приймаємо число пасів z

= 8.

2.22 Зусилля попереднього натягу одного клинового пасу (н):

S₀₁ =

,

2.23 Визначаємо силу тиску на вали передачі (н):

Q = 2∙ S₀₁× z

∙sin .

2.24 Визначаємо розміри ободу шківа (табл. 2.21):

l_р = 14 мм;

h =10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l = 19±0,4мм;

f = 18,5^+2;-1 мм;

h_1min = 8 мм;

a₁ = 34°;

a₂ = 38°.

Зовнішній діаметр шківа (мм):

d_e1 = d_p1 + 2∙b = 140+2*4,2=148,4 мм

d_e2 = d_p2 + 2∙b = 384+2*4,2=392,4 мм.

Ширина обода шківа (мм):

М = (z

– 1) × L + 2∙¦ = 196.

3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОї ЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI

Вихідні дані: N₁ = 6,7 кВт;

n₁ = 388 об/хв.;

T₁ = 164,9н*м;

U_з = 4,62.

3.1 Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8):

№	Параметри	шестерня	колеса
1	марка сталi	Ст.40X	Ст.45
2	твердiсть середини	245HB	200 HB
3	твердiсть поверхнi	58 HRСэ	50 HRСэ
4	термообробка	Зак.ТВЧ	Нормалiзацiя
5	межа текучестi	800 МПа	450 МПа
6	межа мiцнiстi (Gв)	1000 МПа	750 МПа

3.1.2 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні:

МПа

Значення вибираємо з табл.3.19:

S_F^′ = 1,75;

S_F^″ = 1,0;