Кинематический и силовой расчет привода

      Определим коэффициент полезного действия передачи 

h = tgg/tg(g + j) = tg14,04°/tg(14,04 + 2,5)° = 0,84, 

где j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град.

      Проверим  контактные напряжения зубьев колеса 

 

где K – коэффициент нагрузки;

[s]_Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм² 

s_H = 340×(3363×1/(50,4×201,6))^1/2 = 185,6 ≤ 202,3 Н/мм². 

Полученное  значение контактного напряжения меньше допустимого на 8,3%, условие выполнено.

      Проверим  напряжения изгиба зубьев колеса 

s_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m) ≤ [s]_F, 

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса: 

z_v2 = z₂/cos³g = 32/cos³14,04° = 35, 

тогда напряжения изгиба равны 

s_F = 0,7×1,64×3363×1/(45×6,3) = 13,6 ≤ 95,2 Н/мм², 

условие выполнено. 

2.5 Расчет червячной передачи на нагрев 

      Определяем  площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора: 

А » 12,0a_w^1,7 = 12,0×0,125^1,7 = 0,35 м², 

где a_w – межосевое расстояние червячной передачи, м.

      Температура нагрева масла в масляной ванне  редуктора: 

 

где h – КПД червячной передачи;

     P₁ – мощность на червяке, кВт;

     K_T – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t₀ = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t]_раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С. 

t_раб = 1000×(1 – 0,84)×4,09/(17×0,35×(1 + 0,3)) + 20 = 78,6 °С. 

 

3 Расчет цепной передачи 

3.1 Проектировочный расчет 

      Определим шаг цепи: 

, 

где  T₁ – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

    K_Э – коэффициент эксплуатации;

    v – число рядов цепи;

    [p_ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм². 

р = 2,8∙(339∙10³∙1,88/(1∙25∙35))^1/3 = 20,208 мм. 

      Полученное  значение шага цепи округляем до большего стандартного: p = 25,4 мм.

      Число зубьев ведущей звездочки 

z₁ = 29 – 2u,  

где u – передаточное число цепной передачи 

z₁ = 29 – 2∙2,05 = 24,9. 

Полученное  значение округляем до целого нечетного: z₁ = 25.

      Коэффициент эксплуатации K_Э определяем по формуле 

K_Э = K_ДK_регK_qK_сK_р, 

где К_Д – коэффициент динамичности нагрузки;

       К_рег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;

       К_q – коэффициент положения передачи;

       К_с – коэффициент смазывания;

       К_р – коэффициент режима работы. 

K_Э = 1∙1∙1∙1,5∙1,25 = 1,88. 

      Число зубьев ведомой звездочки 

z₂ = z₁u = 25∙2,05 = 51,25. 

Полученное  значение округляем до целого нечетного: z₂ = 53.

      Определим фактическое передаточное число 

u_ф = z₂/z₁ = 53/25 = 2,12. 

Полученное  значение отличается от заданного на 3,41 %.

      Определим предварительное межосевое расстояние 

a = (30…50)p = 40∙25,4 = 1016 мм. 

      Определим число звеньев цепи 

l_p = 2a_p+0,5∙(z₁ + z₂) + ((z₂ – z₁)/2p)²/a_p, 

где a_p = a/p = 40 – межосевое расстояние в шагах. 

l_p = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)²/40 = 119,50. 

Полученное  значение l_p округляем до целого четного числа: l_p = 120.

      Уточним межосевое расстояние в шагах 

=

= 0,25∙(120 – 0,5∙(53 + 25) + ((120 – 0,5∙(53 + 25))² – 8(53 – 25 /6,28)²)^1/2) = 40,25. 

      Фактическое межосевое расстояние 

a = a_p p = 40,25∙25,4 = 1022 мм. 

      Монтажное межосевое расстояние 

a_м = 0,995∙а = 0,995∙1022 = 1017 мм. 

      Определим длину цепи 

l = l_p p = 120∙25,4 = 3048 мм. 

      Определим делительные диаметры звездочек 

d_д1 = p/sin(180°/z₁) = 25,4/sin(180°/25) = 202,76 мм,

d_д2 = p/sin(180°/z₂) = 25,4/sin(180°/53) = 428,98 мм. 

      Определим диаметры окружностей выступов звездочек 

D_e1 = p(0,532 + ctg(180/z₁)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/25)) = 214,68 мм,

D_e2 = p(0,532 + ctg(180/z₂)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/53)) = 441,74 мм. 

      Диаметры  окружностей впадин 

D_i1 = d_д1 – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05), 

где d₁ – диаметр ролика шарнира цепи, мм. 

D_i1 = 202,76 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 194,70 мм,

D_i2 = d_д2 – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05) = 428,98 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 420,92 мм. 

3.2 Проверочный расчет 

      Проверим  частоту вращения меньшей звездочки 

n₁ £ [n]₁, 

где   n₁ – частота вращения вала ведущей звездочки, об/мин;

[n]₁ – допускаемая частота вращения, об/мин. 

[n]₁ = 15000/p = 15000/25,4 = 591 об/мин.

89,5 об/мин < 591 об/мин. 

Условие выполнено. 

      Проверим  число ударов цепи о зубья звездочек 

U £ [U], 

где U – расчетное число ударов;

      [U] – допускаемое число ударов. 

U = 4z₁n₁/(60l_p) = 4∙25∙89,5/(60∙120) = 1,24;

[U] = 508/p = 508/25,4 = 20.

1,24 < 20. 

Условие выполнено.

      Определим окружную скорость цепи 

v = z₁pn₁/60000 = 25∙25,4∙89,5/60000 = 0,95 м/с. 

      Определим окружную силу, передаваемую цепью 

F_t = P₁∙10³/v, 

где P₁ – мощность на ведущей звездочке, кВт. 

F_t = 5,5∙10³/0,95 = 5807 Н, 

      Проверим  давление в шарнирах цепи 

р_ц = F_tK_Э/А £ [p_ц], 

где  А – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм². 

А = d₁b₃, 

где  b₃ – ширина внутреннего звена цепи, мм. 

А = 7,92∙15,88 = 125,77 мм²;

p_ц = 5807∙1,88/125,77 = 31,57 Н/мм²;

31,57 Н/мм² < 35 Н/мм². 

Условие выполнено.

      Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой  ветви: 

F₀ = K_f qag, 

где  K_f  – коэффициент провисания;

    q – масса 1 м цепи, кг/м;

    а – межосевое расстояние;

    g – ускорение свободного падения, м/с². 

F₀ = 6∙2,6∙1017∙9,81 = 156 Н. 

      Определим силу давления цепи на вал: 

F_оп = k_в F_t + 2F₀ = 1,15∙5807 + 2∙156 = 6989 Н.

 

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников 

Быстроходный  вал (вал-червяк):