Срок службы приводного устройства. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода. Кинематические и силовые параметры привода

Страницы работы

26 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]H, Н/мм2:

для шестерни:

[σ]H1 = КHL1∙ [σ]HО1 = 1∙580.9 = 580.9;

для колеса:

[σ]H2 = КHL2∙ [σ]HО2 = 1 ∙514.3 = 514.3.

Так как НВ1ср = 285.5 ‹ 350 НВ и НВ2ср = 248.5 ‹ 350 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению, Н/мм2:

 [σ]H = 0.45∙([σ]H1 + [σ]H2);

[σ]H = 0.45∙(580.9 + 514.3) = 492.8.

3.2.1    Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2.

a)  Рассчитываем коэффициент долговечности КHL

Наработка за весь срок службы: для шестерни N2 = 193.73∙106 циклов, для колеса N1 = 777.92∙106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NFO = 4∙106 для обоих колес.

Так как N1 › NFO1 и N2 › NFO2, то коэффициент долговечности КHL1 = 1 и КHL2 = 1.

b)  По таблице 3.1 / 1, с. 49 / определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]FO в Н/мм2, соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO:

для шестерни:

[σ]FО1 = 1.03 НВ1ср;

[σ]FО1 = 1.03∙285.5 = 294.

для колеса:

[σ]FО2 = 1.03 НВ2ср;

[σ]FО2 = 1.03∙248.5 = 256.

с)  Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]F, Н/мм2:

для шестерни:

[σ]F1 = КHL1∙[σ]FО1 = 1∙294 = 294;

для колеса:

[σ]F2 = КHL2∙[σ]FО2 = 1∙256 = 256.

3.2.3.   Результаты расчетов сводим в таблицу 2.

Таблица 2 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термообработка

НВ1ср

[σ]Н

[σ]F

Sпред

НВ2ср

Н/мм2

Шестерня

40ХН

125

Улучшение

285.5

580.9

294

Колесо

40ХН

125

Улучшение

248.5

514.3

256

3.3       Проектный расчет на контактную выносливость.

3.3.1    Определяем межосевое расстояние аw, мм:

аw ≥ Ка(u + 1) , где Ка – вспомогательный коэффициент;

ψ – коэффициент ширины венца колеса;

u – передаточное число редуктора (см. таб.1);

Т3 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н∙м (см. таб.1);

[σ] – допускаемое среднее контактное напряжение (см. 3.2.1, п.с);

КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

аw.

3.3.2    Определяем модуль зацепления m, мм:

m = (0.01…0.02) аw = 1.5.

3.3.3    Определяем угол наклона зубьев βmin для косозубых передач, град:

βmin = arcsin , где b2 – ширина венца, мм.

βmin = arcsin.

3.3.4  Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z = z1 + z2 = 2aw∙cos βmin/m;

z = .

3.3.5  Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач, град:

β = arccos zm/(2aw);

β = .

3.3.6    Определяем число зубьев шестерни:

z1 = ;

z1 = .

3.3.7    Определяем число зубьев колеса:

z2 = z - z1;

z2 = 158 – 32 = 126/

3.3.8  Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

u ф = z2/ z1;

Δu = ;

u ф = 126/32 = 3,94;

Δu = .

3.3.9  Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:

aw = (z2 + z2)m/(2cos3β);

aw = .

3.3.10  Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр делительный

d1 = mz1/cosβ

d1 = 1.5∙32/0.99 = 48.5

d2 = mz2/cosβ

d2 = 1.5∙126/0.99 = 191

Диаметр вершин зубьев

dа1 = d1 + 2m

da1 = 48.5 + 2∙1.5 = 51.5

da1 = d2 + 2m

da1 = 191 + 2∙1.5 = 194

Диаметр вершин впадин

df1 = d1 – 2.4m

df1 = 48.5 – 2.4∙1.5 =45

df2 = d2 – 2.4m

df2 = 194 – 2.4∙1.5 = 187.4

Ширина венца

b1 = b2 + (2…4)

b1 = 38 + 4 = 42

b2 = ψ∙aw

b2 = 0.32∙120 = 38

3.4       Проверочный расчет

3.4.1    Проверяем межосевое расстояние, мм:

aw = (d1 + d2)/2;

aw =

3.4.2    Проверяем пригодность заготовок колес (см. таб.2):

Условие пригодности заготовок колес:

Dзаг  Dпред;            Sзаг  Sпред.

Диаметр заготовки шестерни:

Dзаг = da1 + 6 мм;

Dзаг = 51.5 + 6 = 57.5.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг = b2 + 4 мм;

Sзаг = 38 + 4 = 42.

3.4.3    Проверяем контактные напряжения σН, Н/мм2:

,

где К – вспомогательный коэффициент;

Ft – окружная сила в зацеплении, Н;

КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику / 1, с63 /;

КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

КНυ – коэффициент динамической нагрузки, (см. таб.4.3) / 1, с62 /;

[σ]Н – допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.

.

Допускаемая недогрузка передачи (σН ‹ [σ]H) не более 10%

3.4.4    Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF1, н/мм2:

, где m – модуль зацепления, мм;

b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм;

K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. п.14) / 1, с63 /;

КНυ – коэффициент динамической нагрузки (см. таб.4.3) / 1, с. 62 /;

YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (см. таб.4.4)

/ 1, с. 64 /;

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[σ]F1 и [σ]F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 (см. таб.2).

При проверочном расчете σF значительно меньше [σ]F, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

3.4.5.   Результаты расчетов сводим в таблицу 3.

Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние аw

120

Угол наклона β

9

Модуль зацепления m

1.5

Диаметр делительной окружности:

шестерни d1

колеса d2

48.5

191

Ширина зубьев венца:

шестерни b1

колеса b2

42

38

Диаметр окружности вершин:

шестерни da1

колеса da2

51,5

194

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

 

32

126

Диаметр окружности впадин:

шестерни df1

колеса df2

45

187.3

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения σН, Н/мм2

492,84

449

9%

Напряжения изгиба, Н/мм2

σF1

σF2

294

256

119

113

55%

60%

4          Расчет открытой передачи

4.1       Проектный расчет

4.1.1    Определяем диаметр ведущего шкива d1, мм:

d1 = (52…64), где Т – вращающий момент на быстроходном валу.

d1 = .

4.1.2    Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:

d2 = u∙d1 (1-ε), где u – передаточное число открытой передачи (см. таб.1);

ε – коэффициент скольжения.

d2 = 3.25∙140 (1-0.01) = 450.

4.1.3    Определяем фактическое передаточное число uф  и проверяем его отклонение Δu от заданного:

uф =

Δu = ;

uф =;

Δu = %.

4.1.4    Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

4.1.5    Определяем расчетную длину ремня l, мм:

4.1.6    Уточняем значение межосевого расстояния а, мм по стандартной длине l:

4.1.7    Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град:

α1 = 180о – 57о(d2 - d1)/а;

α1 = 180о – 57о(450-140)/1025 = 163.

Угол α1 должен быть  150о.

4.1.8    Определяем скорость ремня υ, м/с:

υ =

где d1 – диаметр ведущего шкива;

n1 – частота вращения ведущего шкива (см. таб.1);

[υ] = 35 м/с – допускаемая скорость.

υ =

4.1.9    Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

U = l/υ [U], где l – стандартная длина ремня, м;

[U] = 15 с-1 – допускаемая частота пробега.

U = .

4.1.10  Определяем окружную силу Ft, Н, передаваемую ремнем:

Ft = Pном ∙ 103/υ, где Pном – номинальная мощность двигателя, кВт (см. таб.1);

υ – скорость ремня, м/с.

Ft =

4.1.11  Определяем допускаемую удельную окружную силу [k], н/мм2:

[k] = [kо]∙Сθ∙Сα∙Сυ∙Сp∙Сd∙СF, где [kо] – допускаемая приведенная удельная окружная сила, н/мм2

С – поправочные коэффициенты (см. таб.5.2) / 1, с78-80 /.

[k] = 1.25∙1∙0.94∙1.03∙0.9∙0.85∙1.2 = 1.11.

4.1.12  Определяем ширину ремня b, мм:

b = Ft / δ[kп];

b =

4.1.13  Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм2:

А = δ∙b;

A = 2.8∙71 = 198.8.

4.1.14  Определяем силу предварительного напряжения ремня Fo, Н:

Fo = А∙σо, где σо – предварительное напряжение, Н/мм2.

Fo = 198,8∙2 = 397.6.

4.1.15  Определяем силы напряжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н:

F1 = Fo + Ft/2;                   F2 = Fo – Ft/2;

F1 =

F2 =

4.1.16  Определяем силу давления на вал Foп, Н:

Foп = 2 Fo sin (α1/2);

Foп = 2∙397.6∙sin (163/2) = 787.

4.2       Проверочный расчет

4.2.1    Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σmax, Н/мм2:

σmax = σ1 + σи + συ[ σ]p, где σ1 – напряжения растяжения, Н/мм2;

σи – напряжения изгиба, Н/мм2;

συ – напряжения от центробежных сил, Н/мм2;

σр – допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2.

σ1= ;

σи =

где Еи – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

συ = ;

σр = 8;

σmax = 2.54 + 1.8 + 0.029 = 4.369.

4.2.2    Результаты расчетов сводим в таблицу 4.

Таблица 4 – Параметры плоскоременной передачи, мм

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

плоский

Число пробегов ремня U, 1/с

0.58

Межосевое расстояние а

1025

Диаметр ведущего шкива d1

140

Толщина ремня δ

2.8

Диаметр ведомого шкива d2

450

Ширина ремня b

71

Максимальное напряжение σmax, Н/мм2

4.4

Длина ремня l

3000

Начальное напряжение Fo, Н

397.6

Угол обхвата α1

163

Сила давления ремня на вал Foп, Н

787

5          Выбор муфты

В проектных приводах применимы компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и привода

Похожие материалы

Информация о работе