Принимаем КПД червячного редуктора = 0,9 [1, c. 5]
Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99 [1, c. 5]
КПД открытой цепной передачи =0,92 [1, c. 5]
КПД открытой ременной передачи =0,97 [1, c. 5]
Потери в опорах вала приводного барабана =0,99 [1, c. 5]
3.2 Определяем мощность на валу барабана
, кВт
3.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя
, кВт
Выбираем стандартный асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый мощностью Р=7,5 кВт с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А132S4УЗ и скольжением s=3,0%. Номинальная частота вращения вала двигателя =1500-0,030 1500=1455 об/мин.
3.4 Определяем угловую скорость вала двигателя
, рад/с
3.5 Определяем угловую скорость барабана
, рад/с
3.6 Определяем общее передаточное отношение
Из рекомендаций [1, c. 7] принимаем передаточное отношение редуктора Uред = 8; цепной передачи передачи Uц = 3 ; ременной передачи Uр = 2,115.
Проверка выполнена
3.7 Определяем результаты кинематических расчетов на валах
Вал А:
Частота вращения вала об/мин
Угловая скорость рад/с
Мощность на валу кВт
Крутящий момент Н м
Вал Б:
Частота вращения вала об/мин
Угловая скорость рад/с
Мощность на валу кВт
Крутящий момент Н м
Вал В:
Частота вращения вала об/мин
Угловая скорость рад/с
Мощность на валу кВт
Крутящий момент Н м
Вал Г:
Частота вращения вала об/мин
Угловая скорость рад/с
Мощность на валу кВт
Крутящий момент Н м
Результаты кинематических расчетов сведены в таблицу 3.1
Таблица 3.1 Результаты кинематических расчетов
Вал
Угловая скорость , рад/с
Частота вращения п, об/мин
Мощность на валу Р, кВт
Крутящий момент Т, Н м
А
152,3
1455,0
6,150
40,38
Б
72,0
687,8
5,970
82,90
В
9,0
85,9
5,267
585,0
Г
3,0
28,6
4,800
1600
Проверка кН м =1600 Н м
Условие выполнено
4. Расчет зубчатых колес редуктора
4.1 Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при Uред = 8 принимаем Z1 = 4 [1, с 55]
Тогда число зубьев червячного колеса:
Z2 = Z1 U = 4 8 = 32
При этом проверка выполнена
4.2 Материал червячного вала - 40ХН с твердостью после закалки не менее 45 HRC [1, с. 35]. Материал венца червячного колеса - БрА10Ж4Н4.
Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении
Vз= 4м/с. [1, с 68]
Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение
[ ]=175 МПа [1, с. 68].
Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы
[ ]=KFL [ ]
В этой формуле KFL=0,543 при длительной работе;
[ ]=101 МПа [1, с. 66].
[ ] = 0,543 101 = 54,8 МПа
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=8. [1, c 55]
4.3 Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2. [1, c 369]
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости
, мм
где Т3 - крутящий момент на ведомом валу редуктора Т3 = ТВ = 585 Н м (см. табл. 3.1)
К - коэффициент нагрузки К=1,2 [1, c 369]
Z2 - число зубьев ведомого колеса
мм
Модуль
мм
Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения т=8 мм; q=8
Межосевое расстояние при стандартных значениях т и q:
мм
4.4 Основные размеры червяка
делительный диаметр червяка
d1 =q m =8 8 =64 мм
диаметр вершин витков червяка
мм
диаметры впадин витков червяка
мм
длина нарезанной части шлифованного червяка
мм
Принимаем в1 = 130 мм.
Делительный угол подъема витка при Z1 = 4 и q=8 =26 34' [1, с. 57].
4.5 Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
мм
диаметр вершин зубьев червячного колеса
мм
диаметры впадин зубьев червячного колеса
мм
наибольший диаметр колеса
мм
ширина венца червячного колеса
мм
Окружная скорость червяка
м/с,
где п1 - частота вращения червячного вала, п1 = пБ = 687,8 об/мин (см. табл. 3.1)
Скорость скольжения
м/с
при этой скорости [ ]=184 МПа
погрешность составит .%, что в пределах допускаемых отклонений [1, с 62].
4.6 Расчет контактных напряжений [ ]:
Выбираем 7-ю степень точности передачи, при этом Кv=1,0 [1, с. 65].
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки определяем по формуле [1, c 64]
,
где - коэффициент деформации червяка при q=8 и z=4 =47 [1, с. 64].
х- вспомогательный коэффициент х=0,6 [1, с. 65].
Коэффициент нагрузки
Проверяем контактное напряжение по формуле
МПа
Полученный результат больше допускаемого напряжения на %, что свидетельствует о перегрузке в допускаемых пределах [1, c 62]. Уточняем ширину венца червячного колеса:
мм
Принимаем ширину венца b = 65 мм
4.7 Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба YF =2,37 [1, с. 63].
Напряжение изгиба
МПа
что значительно меньше вычисленного ранее [ ]=54,8 МПа
Условие выполнено.
4.8 Результаты расчетов зубчатых колес сведены в таблицу 4.1
Таблица 4.1 Основные характеристики зацепления
№ п/п
Параметр
Червячный вал
Червячное колесо
1.
Межосевое расстояние, мм
160
2.
Модуль,мм
8
3.
Число зубьев
4
32
4.
Делительный диаметр, мм
64
256
5.
Диаметр вершин зубьев, мм
80
272
6.
Диаметры впадин, мм
44,8
236,8
7.
Наибольший диаметр колеса, мм
___
284
8.
Длина нарезанной части шлифованного червяка, мм
155
___
9.
Ширина венца червячного колеса, мм
___
65
10.
Материал
Сталь 40ХН
БрА10Ж4Н4
11.
Допускаемое контактное напряжение, МПа
184
12
Расчетное контактное напряжение, МПа
191
13.
Допускаемое напряжение изгиба, МПа
____
54,8
14.
Расчетное напряжение изгиба, МПа
____
7,66
5. Литература
1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальных техникумов - М.: Машиностроение, 1988.