1 Выбор электрического двигателя и

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Определяем потребную мощность на валу электрического двигателя.

, где η_общ=η₁ η₂ η₃

η₁ – КПД ременной передачи

η₂ – КПД червячн ой передачи

η₃ – КПД муфты

Из таблицы 1.1/Дунаев/ η₁=0,95

η₂=0,8

η₃=0,98

Требуемая частота эл. двигателя

U₁ – передаточное отношение ременной передачи

U₂ – передаточное отношение червячной передачи

U₁=2..4 U₂=16..50

По этим данным выбирается электрический двигатель: 4А132М2У3/2900

По ГОСТ 2144-76 назначаем для червячной передачи стандартное номинальное значение i₂=30 /3/

Тогда

Крутящие моменты на валах

2 Расчёт ременной передачи.

По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. 12.23 /1/ принимаем сечение ремня

Сечение – А

Ориентировочный размер малого шкива:

Принимаем d_pI=112 мм (стр. 272/2/)

Принимаем d_pII=180 мм

Фактическое передаточное отношение

Межосевое расстояние

Определяем длину ремня

По ряду длин принимаем ближайшее значение:l_p=560 мм

Тогда межосевое расстояние:

Угол обхвата ремней малого шкива

По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. 12.23 принимаем сечение ремня

Сечение – А

Определяем допустимые полезные напряжения :

, где – Определяем допустимые полезные напряжения при типовых условиях эксплуатации.

С_α – коэффициент угла обхвата; (С_α=0,97)

С– коэффициент длины ремня; ( =0,75)

– коэффициент режима нагрузки; ( =1,1)

=2.7 MПа

Находим число ремней

Z=P₁/ * С_z = 8.86 / 2*0.95=4.7

Z = 5 ремней

Находим предварительное натяжение ремня:

,

где U – окружная скорость;

F_U – натяжение за счёт центробежных сил

,

где ρ – мощность материала ремня ρ=1200 кг/м³

Равнодействующая нагрузка на вал:

Ресурс наработки:

где К₁ – коэффициент режима нагрузки

К₂ – коэффициент климатических условий.

Т_ср=2000 ч; К₁=1; К₂=2,5;

3 Расчёт червячной передачи

Принимаем число заходов червяка z₁=2; i=30

Число зубьев червячного колеса

Скорость скольжения

Назначаем материалом для червячного колеса

- оловянную бронзу БРО10Ф1 с отливкой в кокиль

σ_т=150 МПа; σ_в =260 МПа

Для червяка

- Ст40Х с твёрдостью ≥ 45 HRC

Поверхности шлифованы и полированы

[σ_н]=С(0,85…0,9) σ_в =0.8*0,9*260=190МПа

Принимаем коэффициент диаметра червяка, учитывая стандартные значения

Назначаем q=18

Находим межосевое расстояние

где Е_пр – модуль упругости

Е₁ – сталь

Е₂ – бронза

Принимаем 190 мм

Мо дуль

Принимаем 5 (стр. 201/1/)

Коэффициент смещения

Выполняется условие

Делительный диаметр червяка

Делительный диаметр колеса

Угол подъёма винтовой линии:

γ=7º13`

Окружная скорость червяка

Скорость скольжения

Проверим прочность по контактным напряжениям

где α=20º - угол профиля червяка

δ – половина угла обхвата червяка ~ 50º=0,8727 рад

ξ=0,75

ε_α – коэффициент торцевого перекрытия = 0,1425*lnz₂+1,35=1.87

Находим окружную скорость червячного колеса

Если U₂<3 м/с K_v=1; K_β=1; K_H=K_F=K_vK_β=1

Пров еряем прочность по напряжениям изгиба

где F_t2 – окружное усилие колеса:

K_F – коэффициент расчётной нагрузки K_F=K_H=1

m_n=m·cosγ=5·0.99=4,95– нормальный модуль

b₂ – ширина зубчатого колеса

b₂≤0,75d_a1

d_a1=d₁+2m=80+2*5=90 мм

b₂≤0,75·100=68 мм

Y_F – коэффициент формы зуба

Нужно определить эквивалентное число зубьев колеса:

Допускаемое напряжение изгиба для всех марок бронз

[σ_F]=0,25σ_Т+0,08σ_В=82 МПа

Уточняем КПД

Диаметры впадин и вершин

df₁=d₁-2.4m=80-2.4·5=68

b₁≥(11+0.06z₂)m=(11+0.06·60)5=73

b₁≥73+10=83

da₂=d2+2m=300+10=310 мм

df₂= d₂-2.4m =300-12=288 мм

По таблице 9.2 /1/ выбираем 2 степень точности