Мы поможем в написании ваших работ!



ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Определение передаточных чисел двигателя.

Поиск

Находим частоту вращения двигателя с учетом вращения ротора:

nдв = nс ·(1 - ) = 1000 ·(1 - ) = 960 об /мин

Округляем полученное значение до величины кратной 5 или 10.

Принимаем nдв =960 об /мин

Общее передаточное число двигателя:

U = = 960/78= 12,30769231

Uзуб = 5;

 

Uрем = = 2,461538462

 

Механические параметры на валах привода.

1.3.1. Частота вращения, об /мин:

п1 = nдв = 960

n2 = = = 390

n'3 = = = 78

n''3 = n'3 = n3 = 78

1.3.2. Угловая скорость, с -1:

ω1 = ωдв = = = 32

ω2 = = = 13

ω3 = = = 2,6

ω'3 = = = 2,6

1.3.3. Вращающий момент, Н ·м:

 

Т1 = Тдв = = = 89,87015882

Т2 = Т1 ·Uрем ·ηрем ·ηпк = 89,87015882 ·2,461538462 · 0,96 ·0,99 = 210,2463974

Т'3 = Т2 · Uзуб ·ηзуб ·ηпк =210,2463974 ·5 · 0,97 ·0,99 = 1009,498077

Т''3 = Т'3 ·ηмуф ·ηпк = 1009,498077· 0,98 ·0,99 = 979,4150346

1.3.4. Мощность, кВт:

Р1 = Рдв = Ртр = 9,034733783

Р2 = Р1 ·ηрем ·ηпк = 9,034733783 ·0,96 ·0,99 = 8,586610988

Р'3 = Р2 · ηзуб ·ηпк = 8,586610988 ·0,97 ·0,99 = 8,245722531

Р''3 = Р'3 · ηмуф ·ηпк = 8,245722531 ·0,98 ·0,99 = 8,0

 

  п, об/мин ω, с -1 Т, Н · м Р, кВт
Вал двигателя, ведущий шкиф №1   32 89,870 9,035
Промежуточный вал №2   13 210,2464 8,587
Выходной вал №3’   2,6 1009,498 8,246
Вал №3’’   2,6 979,415  

 

 
 


Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Выбор материала.

Для шестерни и зубчатого колеса выбираем сталь 40Х, термообработка:

колесо - улучшение, твердость Н2 = 235 … 262 НВ.

шестерня - улучшение, твердость Н1 = 269 … 302 НВ.

Допускаемые контактное напряжение.

[ σ ]н = σнlim ∙· , где:

σн lim - предел контактной выносливости (табл. 2.2)

σн lim = 2 ·НВср + 70

Колесо: НВср2 = = 248,5 HB

σн lim2 = 2 ·248,5 + 70 = 567 МПа

Шестерня: НВср1 = =285,5 HB

σн lim1 = 2 ·285,5 + 70 = 641 МПа

SH – коэффициент запаса прочности; SH = 1,1 – для улучшенных сталей

ZN - коэффициент долговечности;

ZN = при условии 1 ≤ ZN ≤ ZNmax

ZNmax = 2,6 - для улучшенных сталей.

NHG – число циклов, соответствующие перелому кривой усталости;

NHG = 30 ·НВ ≤ 1,2 · 10 7

Колесо: NHG2 = 30 ·248,5 2,4 = 1,6823 ·10 7

Шестерня: NHG1 = 30 ·285,5 2,4 = 2,34734 ·10 7

NHЕ – число циклов, эквивалентное назначенному ресурсу NК.

Примечание: заданную циклограмму нагружения заменяем соответствующий ей

типовым режимом.

Принимаем II -ой типовой режим

NHЕ = μH ·NK, где:

μH = 0,25 – коэффициент эквивалентности (таблица 2.4)

NK = 60 ·n ·Lh - ресурс передачи, где

п -частота вращения шестерни или колеса

Lh = L ·365 ·Kгод ·24 ·Kсут= 5 ·365 ·0,7 ·24 ·0,25 = 7665 -суммарное время работы, в часах

NK = 60 ·n2 ·Lh

где п2 = п3 = 66 об/мин

NK2 = 60 ·78 ·7665 = 3,58722 ·10 7

NК представим в виде числа умноженного на 10 7

NHЕ2 = 0,25 ·3,58722 ·10 7 = 0,896805 ·10 7

Шестерня: NK1 =60 · п1 ·Lh (п1 => п2)

NК1 = 60 ·п2·Lh = 60 ·390 ·7665 = 17,9361000 ·10 7

NHЕ1 = 0,25 ·17,9361000 ·10 7 = 4,484025 ·10 7

ZN = :

Если NНЕ > NHG, то принимают NНЕ = NHG и ZN = 1

т. к, NНЕ < NHG, то расчет ZN по формуле:

Колесо: ZN2 = = = 1,11054

Шестерня: ZN1 = 1

 

ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей

зубьев.

ZR = 1 … 0,9 Ra = 0,8 мкм ZR = 1

ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

ZV = 1 … 1,15 Принимаем ZV = 1 (наименьшее значение)

Колесо: [ σ ]Н2 = σн lim2 ∙· = 567 ·∙ = 572,43 МПа

Шестерня: [ σ ]Н1 = σн lim1 ∙· = 641 ∙· = 582,73 МПа

[ σ ]Н – принимается равной меньшей из 2-х значений.

Принимаем [ σ ]Н = 572 МПа.

 

2.3. Допускаемое напряжение изгиба.

[ σ ]F = σF lim ·

σF lim - предел выносливости при изгибе

σFlim = 1,75 ·НВср, (табл. 2.3, прил. 2)

 

Колесо: σF lim2 = 1,75 ∙·248,5 = 434,875 МПа

Шестерня: σF lim1 = 1,75 ·285,5 = 499,625 МПа

YN = при условии, что 1 ≤ YN ≤ YNmax

YNmax = 4 и q = 6 - для улучшенных сталей.

NFG = 4 ·10 6 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

NFE = μF ·NK - число циклов эквивалентное ресурсу

μF - коэффициент эквивалентности

μF = 0,143 -(табл. 2. 4, приложение 2)

Колесо: NFЕ2 = μF ·NK2 = 0,143 ·35,8722 ·10 6 = 5,1297246 ·10 6

Шестерня: NFЕ1 = μF ·NK1 = 0,143 ·179,9361000 ·10 6 = 25,7308623 ·10 6

Если NFЕ > 4 ·10 6, то принимаем NFЕ = 4 ·10 6 и YN = 1, т. к. NFЕ < 4 ·10 6, то расчет YN по формуле:

Колесо: YN2 = 1

Шестерня: YN1 = 1

YR -коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности

между зубьев.

YR = 1,05 … 1,2 -при шлифовании и полировании

Принимаем YR = 1,1.

YА = 1 - при одностороннем приложении нагрузки.

YА - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего режима нагрузки.

Колесо: [ σ ]F2 = σF lim2 · = 434,875 ·∙ = 281,39 МПа

Шестерня: [ σ ]F1 = σF lim1 · = 499,625 ·∙ = 323,29МПа

Принимаем меньший: [ σ ]F = 281 МПа.

 

Межосевое расстояние.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

а = К ·(U + 1) · мм, где:

U =Uзуб = 5 - передаточное число зубчатой передачи

К = 10 при Н1 и Н2 ≤ 350 НВ.

Т1 = Т2 = 3109,99 - вращающий момент на валу шестерни, Н · м (из раздела 1.3)

а = 10 ·(5+1) ∙ = 208,64 мм

Находим окружную скорость V:

V = , где:

n1 = n2 = 330 об/мин - частота вращения шестерни

V = = 1,42 м /c

По табл. 2.5 принимаем степень точности 8.

Принимаем, что зубчатая передача будет косозубой. окружная скорость V= 10 м/с

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

а = Ка ∙·(U + 1) · , где:

 

Ка = 410 - для косозубых колес

Т1 = Т2 = 210,2464вращающий момент на валу шестерни

[ σ ]Н = 572 допускаемые контактные напряжения, МПа.

ψва - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.

ψва = 0,4 -при консольном расположении колес

КН = КНV ·КНβ ·КНα - коэффициент нагрузки

где КНV -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную с

погрешностью шагов зацепления и зубьев

КН находим по табл. 2.6 (прилож. 2) в зависимости от окружной скорости V, степени точности передачи 8, твердости на поверхности зубьев колеса для косозубой передачи (Н < 350 НВ).

КНV = КНV< + ·(V - V< )

КНV< - значение коэффициента КНV для меньшей табличной скорости (V< )

КНV> - значение коэффициента КНV для большей табличной скорости (V> )

V> и V< - большее и меньшее табличное значение скорости, в диапазоне которых

находится действительное значение скорости V.

КНV = 1,02 + ∙·(1,42- 1) = 1,0284

КНβ -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине

контактных линий.

К -> ψbd

ψbd = - коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра

Находим ориентировочное значение ψbd:

ψbd = 0,5 ·ψ ·(U + 1) = 0,5 ·0,4 ·(5 + 1) = 1,2

К - табл. 2.7 в зависимости от ψbd; Н < 350 НВ; схемы (1)

ψbd = 1,2 К = 1,06

К = 1 + (К - 1) · КHW, где

КHW -коэффициент, учитывающий приработку зубьев, табл. 2.8 в зависимости от V, Н

НВср 2 = 248,5 = 250 НВ

КНW = КНW< + ·(V - V< ) = 0,26 + ·(1,27 - 1) = 0,2642

КНβ = 1 + (1,06 - 1) ·0,2642 = 1,015852

КНα -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с

погрешностью шага зацепления.

К - начальное значение коэффициента КНα

К = 1 + А ∙ (nст - 5), при этом 1 ≤ К ≤ 1,6

nст = 8 А = 0,25 К = 1 + 0,25 ∙·(8 - 5) = 1,75

Принимаем К = 1,6

КНα = 1 + (К - 1) ∙ КHW = 1 + (1,6 - 1) ·0,2642 = 1,15852

КН = KHV · К · КНα = 1,0284 ∙1,015852 ∙1,15852 = 1,2103

а = 410 ·(5 + 1) · = 179,56 мм

Вычисленное значение а округляем до большего значения из ряда стандартных значений.

Принимаем а = 180.

 

Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: d2 = = = 300 м

в2 = ψва · аW = 0,4 ·180 = 72 мм

 

Принимаем в2 = 71 мм

 

Модуль передачи.

Из условия неподрезания зубьев:

mmax = = = 3,52 мм

Из условия прочности зуба на изгиб определяется:

mmin = , мм

где Km = 2,8 ·10 3 - для косозубых передач;

Т1 = Т2 = 210,2464- вращающий момент на валу шестерни

[ σ]F = 281 МПа - допускаемые напряжения на изгиб

КF = КFV ·КFβ ·К - коэффициент нагрузки:

KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с

ошибками шагов зацепления (из таблицы 2.9 в зависимости от V, Н,

степени точности γ, для косозубых передач)

КFV = КFV< + ∙·(V - V< ) = 1,04 + ·(1,42-1) = 1,0568

 

К = 0,18 + 0,82 ·К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагружения, у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

где К - из раздела 2.4

К = 0,18 + 0,82 ·1,06 = 1,0492

К = К = 1,15852

КF = 1,0568 ·1,0492·1,15852 = 1,2846

mmin = = 1,26 мм

mmin ≤ т ≤ mmax Принимаем m = 2 мм.

 



Поделиться:


Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; просмотров: 230; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 52.14.204.52 (0.006 с.)