Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу

Міністерство освіти та науки України

Національний Технічний Університет “ХПІ”

Кафедра деталей машин і прикладної механіки

КУРСОВА РОБОТА

“Розрахунок і проектування

зубчато-пасового приводу”

Виконав: ст. групи

Перевірив:

Харків, 2006

1. Вибір електродвигуна

Вихідні дані: = 4,5 кВт;

= 175 об/хв;

 = 2,25.

1.1 Визначення загального ККД привода:

 =  ×  × = 0,96 × 0,98 × 0,99² = 0,92;

де m – число пар підшипників.

1.2 Визначення необхідної потужності ЕД.:

 = (кВт).

1.3 Визначення частоти обертання двигуна в першому наближенні:

 =  £ 11 Þ  £ 11 = 1925 (об/мин).

Використовуючи таблицю 2 [1], вибираємо електродвигун 4А100S4У3;

 = 5,5 кВт; = 1445 об/мин;

1.4 Розбиваємо загальне передатне відношення між передачами:

 =  =  = 8,26;  =  × ;= 2…4;=2…5;

Приймаю = 4,13 тоді:  =  == 2,0

1.5 Заповнюю таблицю 1:

Таблиця 1

№	Параметр	Розмірність	Вал ЕД	Вхідний вал I	Вихідний вал II
1	N	кВт	4,9	4,65	4,5
2	n	об/мин	1445	722,5	175
3	T	H×м	32,4	61,46	245,6
4	Dmin	мм	32	30	45

 =  =  =  × ; =  ×  × = 0,96 × 0,99 × 4,9= 4,65 (кВт);

 = ; =  = = 722,5; T = 9550 × ; = 9550 ×  = 32,4 (H×м); = 9550 × = 61,46 (H×м);

  = 9550 ×  =245,6 (H×м). d ³ ; k = 5,7 ;d = 5,7 ×  = 18,1 (мм);

 d _I = 5,88 ×  = 23 (мм); d _II = 5,88 ×  = 36 (мм).

2. Розрахунок пасової передачі

Вихідні дані (із таблиці 1):N₁ = 4,9 кВт;

n₁ = 1445 об/мин;

U_p = 2,0;

T₁= 32,4 H×м.

2.1 По таблиці 2.12[1] вибираю перетин паса, використовуючи передостанній стовпець T₅, так щоб значення Т₁ було більше. Виходячи з цього, вибираю нормальний тип паса – А;

b_p = 11 мм; y₀ = 2,8 мм; h = 8 мм; d_pmin = 90 мм; b₀ = 13 мм;q = 0,10 кг/м.

2.2 З метою підвищення довговічності приймаю мінімальний розрахунковий діаметр шківа не 90 мм, а наступне за ним стандартне значення, тобто: d_p1 = 100 мм.

2.3 Обчислюю розрахунковий діаметр відомого шківа:

d_p2 = d_p1 × U_p(1 – s ),де s = 0,02; d_p2 = 100 × 2,0(1-0,02) = 196 мм;

з таблиці 2,21 [1] вибираю найближче стандартне значення, тобто d_p2 = 200 мм.

2.4 Обчислюю колову швидкість паса:

7,56 (м/с).

2.5 Обчислюю міжосьову відстань пасової передачі в першому наближенні:

2.6 Визначаю розрахункову довжину паса в першому наближенні

Стандартна довжина паса в першому наближенні: L_{1 ст} =1000 мм

2.7 Визначаю довжину паса в другому наближенні з умови числа пробігів, що допускається:

 Умова довговічності не виконується

Приймаємо довжину паса з умов довговічності:

1,5 м Приймаємо стандартну довжину паса: L_2ст = 1600 мм

2.8 Обчислюю міжосьову відстань, що відповідає другому стандартному значенню

(мм)

2.9 Визначаю мінімальну й максимальну міжосьові відстані, що відповідають вимогамексплуатації.

2.10 Обчислюю кут обхвату на ведучому шківі

a₁ = 180° – 60° 180° – 60°°>[a₁] = 110°

2.11 Визначаю еталонну довжину ременя, стор. 28 табл 2.15 [1]

L=1600 мм

2.12 По табл. 2.19 [1] визначаємо коефіцієнт C_L методом інтерполяції.

C_L=0,977

2.13 Вихідна потужність при d_p1 =100 мм та V_T =7,5 м/с дорівнює (по табл. 2.15)

N₀ = 1,275 кВт –методом інтерполяції

2.14 Коефіцієнт кута обхвату С_a визначаю по таблиці 2.18 [1] С_a= 0,97

2.15 Виправлення до обертального моменту на передатне відношення, табл. 2.20 [1]

DT_u = 1,1(H×м)

2.16 Виправлення до потужності: DN_u = 0,0001×DT_u ×n_ед = 0,0001×1,1×1445 = 0,16 кВт

2.17 Коефіцієнт режиму роботи (по табл. 2.8): C_p=0,73

2.18 Визначаю допуск. потужність на один пас:

[N] = (N₀×C_L×C_a+DN_u)×C_p = (1,275×0,997×0,97+0,16)×0,73 = 1,005 кВт

2.19 Визначаю число пасів:

2.20 Коефіцієнт числа ременів стор.28 [1]: C_Z=0,95

2.21 Дійсне число пасів у передачі дорівнює: приймаю Z' = 5

2.22 Визначаю силу початкового натягу одного клинового паса по формулі:

2.23 Визначаю зусилля, що діє на вали передачі по формулі:

2.24 Розміри ободів шківів визначаю з таблиці 2.21

L_p=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм;

e=15±0,3 мм; f=10 мм;a₁=34^о

r=1,0 мм; h_lmin=6 мм;a₂=38^о

2.25 Зовнішні діаметри шківів визначаю по формулах:

(мм)

(мм)

2.26 Ширину обода шківів визначаю по формулі:

(мм)

3. Розрахунок зубчастої передачі

3.1. Вибір матеріалу й розрахунок допустимих напружень.

3.1.1 По таблиці 3.12[1] вибираємо характеристики матеріалу. Твердість колеса повинна бути на 30 – 40 одиниць НВ менше твердості шестірні.

№	Параметри	Шестерня	Колесо
1	Марка стали	Сталь 40Х	Сталь 45
2	Твердість сердцевини	245НВ	200HB
3	Твердість поверхні	58HRC	50HRC
4	Термообробка	Загартовування ТВЧ	Нормализація
5		800 Мпа	450 МПа
6		1000 МПА	750 МПа