Серии 4А 132S2 с номинальной мощностью 5,5 кВт с асинхронной частотой вращения 970 об/мин.
1.2 Определение общего передаточного числа
(1.3)
где -общее передаточное число привода,
- частота вращения вала электродвигателя,
- частота вращения на ведомом валу.
(1.4)
где - передаточное число конической передачи.
- передаточное число тихоходной ступени.
- передаточное число быстроходной ступени.
Принимаем: = 3,15 ; =3,55 ; =4,34;
и взяты из стандартного ряда чисел.
рекомендуется принимать равной 4,34
1.3 Определение силовых и скоростных параметров передачи.
Определим частоту вращения ведущего вала
(1.5)
где n1-частота вращения ведущего вала.
Определим частоту вращения промежуточного вала
(1.6)
где - частота вращения промежуточного вала, об/мин.
Определим частоту вращения ведомого вала
(1.7)
где - частота вращения ведомого вала, об/мин.
Определим частоту вращения ведомого вала
(1.8)
где - частота вращения ведомого вала, об/мин.
Вычислим отклонение:
Отклонение не превышает 3%
Определяем угловую скорость на валах привода
,
Определяем угловую скорость на валу электродвигателя:
(1.9)
где, - угловая скорость вала электродвигателя, с-1.
Определяем угловую скорость на ведущем валу:
(1.10)
где ,-угловая скорость ведущего вала, с-1
с-1
Определяем угловую скорость на промежуточном валу:
(1.11)
где ,-угловая скорость промежуточного вала, с-1
Определяем угловую скорость на ведомом валу:
(1.12)
где, -угловая скорость ведущего вала, с-1
Определение мощности на валах привода
Р1=Pтр·ηп.п. (1.13) где, Р1 – мощность на ведущем валу, кВт.
Ртр- требуемая мощность электродвигателя, кВт.
Р1=4,54·0,99=4,49 кВт
Р2= Р1·ηц.п.·ηп.п. (1.14)
,
где ,Р2 – мощность на промежуточном валу, кВт.
Р2=4,49·0,98·0,99=4,35 кВт
Р3= Р2· ηц.п· ηп.п. (1.15)
где ,Р3 – мощность на ведомом валу.
Р3=4,35·0,98·0,99=4,22 кВт
Р4= Р3· ηк.п· ηп.п. (1.16)
где ,Р4 – мощность на ведомом валу.
Р4=4,22·0,96·0,99=4,01 кВт
Определяем вращающие моменты на валах привода
Определяем вращающий момент на валу электродвигателя:
(1.17)
Нм.
Определяем вращающий момент на ведущем валу:
(1.18)
где Т2 – вращающий момент на ведущем валу, Нм.
Нм
Определяем вращающий момент на промежуточном валу:
(1.19)
где ,Т3 – вращающий момент на промежуточном валу, Нм.
Нм
Определяем вращающий момент на ведомом валу:
, (1.20)
где Т4 – вращающий момент на ведомом валу, Нм.
Нм
Табл.2 Силовые и кинематические параметры привода.
№ |
Частота вращения п об/мин |
Угловаяскорость , сек -1 |
МощностьР, кВт |
Вращающий момент Т, Н м |
1 |
970 |
101,52 |
4,49 |
44,22 |
2 |
223 |
23,39 |
4,35 |
185,97 |
3 |
62,8 |
6,58 |
4,22 |
641,33 |
4 |
2,09 |
2,09 |
4,01 |
1918,66 |
2. Расчет закрытой быстроходной косозубой цилиндрической передачи
Цель работы: Выбрать материал для быстроходной ступени, рассчитать геометрические параметры, определить силы в зацеплении, проверка передачипоконтактным напряжениям и проверка зубьев на изгиб.
2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений.
Для шестерни принимаем материал – Сталь 45, с твердостью поверхности зубьев НВ1=230, достигаемое термообработкой – улучшением.
Для колеса принимаем материал – Сталь 45, с твердостью поверхности зубьев НВ2=180, достигаемое термообработкой – улучшением.
, (2.1)
где - допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса Н/мм2.
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
- коэффициент долговечности при контактных деформациях.
Принимаем =1
[S] =1,1 – коэффициент безопасности.
Для шестерни: σнlimb=2·230+70=530 мПа.
Для колеса: σнlimb=2·180+70=430 мПа.
Для шестерни:
=481,8 мПа.
Для колеса:
=390,9 мПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес:
2.2 Геометрический расчет передачи.
(2.2)
где - межосевое расстояние, мм.
К a– постоянное число.
u– передаточное числобыстроходной передачи .
T2 – вращающий момент на валу колеса, Нм.
- коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса.
- коэффициент ширины венца.
Принимаем =0,4; К=43; =1,2.
мм
Расчет модуля зацепления:
(2.3)
мм.
По ГОСТ 9563 – 60 принимаем стандартное значение m=2мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса.
, (2.4)
где Z1 –число зубьев шестерни.
Принимаем Z1 = 26.
Тогда: Z2=Z1·u=26·4,34=112,84
Принимаем z2=113
Уточняем передаточное число:
, (2.5)
где uф – фактическое передаточное число.
(2.6)
0,13% < 3% допустимо
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cosβ= (2.7)
cosβ=
β=7°25'
Определение геометрических размеров шестерни и колеса:
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
, (2.8)
, (2.9)
Проверка:
, мм (2.10)
Определяем диаметры вершин зубьев:
, (2.11)
, (2.12)
где dа1,а2 – диаметры вершин зубьев, мм.
Определяем диаметры впадин:
(2.13)
(2.14)
где dfi,f2 – диаметры впадин, мм
мм
мм
Определяем ширину колеса:
(2.15)
Определяем ширину шестерни:
(2.16)
где: b1,2 – ширина венцов, мм.
мм
мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
, (2.17) где V – окружная скорость, м/c.
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности .
Коэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHά·KHV (2.18)
При ψbd=1,2,твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении колёс относительно опор KHβ=1,15.
При V=1,26м/с и 8-й степени точности KHά=1,06.
Для косозубых колёс при V≤5м/с имеем KHv=1.
KH=1,15·1,06·1=1,219
Проверка контактных напряжений по формуле:
(2.19)
σH=349мПа<[ σH]=393мПа.
Δ=%=11%<10%-перегруз
Так как напряжения превысили допускаемую норму 10%,тогда уменьшаем ширину колеса до 50мм.
Δ=%=6,1%<10%-недогрузка в пределах нормы.
2.3 Силы в зацеплении.
Окружная сила : (2.20)
где, Ft- окружная сила в зацеплении, Н
T1 – вращающий момент на валу колеса.
d1 – делительный диаметр колеса.
Радиальная сила : (2.21)
где α - угол зацепления в нормальном сечении.
β – угол наклона зубьев.
Осевая сила : (2.22)
2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Ппроверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
(2.23)
Здесь коэффициент нагрузки KF=KFβ·KFV (2.24)
При ψbd=1,165,твёрдости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор KFβ=1,13; KFV=1,1.
KF=1,13·1,1=1,243.
YF-коэффициент,учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv:
Для шестерни: , (2.25)
, принимаем ZV1=27;
Для колеса: , (2.26)
, принимаем ZV2=116;
YF1=3,90 и YF2=3,60.
Допускаемое напряжение определяется по формуле:
[σF]= (2.27)
Для стали 45 улучшенной при твёрдости HB<350 σFlimb =1,8HB.
Шестерня: σFlimb =1,8·230=415мПа.
Колесо: σFlimb =1,8·180=324мПа.
[SF]= [SF]’·[SF]’’-коэффициент безопасности. (2.28)
[SF]’=1,75 и [SF]’’=1-для поковок.
[SF]=1,75·1=1,75.
Допускаемые напряжения:
[σF1]=
[σF2]=
Находим отношения
Шестерня: ; Колесо: ;
Определяем коэффициенты Yβ и KFά:
, (2.29)
Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба.
KFά=0,92.
Проводим проверочный расчет зубьев на изгиб.
Вывод:Условие прочности выполнено.
3. Расчет закрытой тихоходной косозубой цилиндрической передачи
Цель работы: Выбрать материал для быстроходной ступени, рассчитать геометрические параметры, определить силы в зацеплении, проверка передачипоконтактным напряжениям и проверка зубьев на изгиб.
3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений.
Для шестерни принимаем материал – Сталь 45, с твердостью поверхности зубьев НВ1=280, достигаемое термообработкой – улучшением.
Для колеса принимаем материал – Сталь 45, с твердостью поверхности зубьев НВ2=230, достигаемое термообработкой – улучшением.
, (3.1)
где - допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса Н/мм2.
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
- коэффициент долговечности при контактных деформациях.
Принимаем =1
[S] =1,1 – коэффициент безопасности.
Для шестерни: σнlimb=2·280+70=630 мПа.
Для колеса: σнlimb=2·230+70=530 мПа.
Для шестерни:
=572,72 мПа.
Для колеса:
=481,8 мПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес:
2.2 Геометрический расчет передачи.
(3.2)
где - межосевое расстояние, мм.
К a– постоянное число.
u– передаточное числобыстроходной передачи .
T2 – вращающий момент на валу колеса, Нм.
- коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса.
- коэффициент ширины венца.
Принимаем =0,4; К=43; =1,2.
мм
Расчет модуля зацепления:
(3.3)
мм.
По ГОСТ 9563 – 60 принимаем стандартное значение m=2,5мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса.
, (3.4)
где Z1 –число зубьев шестерни.
Принимаем Z1 = 31.
Тогда: Z2=Z1·u=31·3,55=110,05
Принимаем z2=110
Уточняем передаточное число:
, (3.5)
где uф – фактическое передаточное число.
(3.6)
0,056% < 3% допустимо
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cosβ= (3.7)
cosβ=
β=11°71'
Определение геометрических размеров шестерни и колеса:
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
, (3.8)
, (3.9)
Проверка:
, мм (3.10)
Определяем диаметры вершин зубьев:
, (3.11)
, (3.12)
где dа1,а2 – диаметры вершин зубьев, мм.
Определяем диаметры впадин:
(3.13)
(3.14)
где dfi,f2 – диаметры впадин, мм
мм
мм
Определяем ширину колеса:
(3.15)
Определяем ширину шестерни:
(3.16)
где: b1,2 – ширина венцов, мм.
мм
мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
, (3.17) где V – окружная скорость, м/c.
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности .
Коэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHά·KHV (3.18)
При ψbd=1,2,твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении колёс относительно опор KHβ=1,15.
При V=1,26м/с и 8-й степени точности KHά=1,06.
Для косозубых колёс при V≤5м/с имеем KHv=1.
KH=1,15·1,06·1=1,219
Проверка контактных напряжений по формуле:
(3.19)
σH=427мПа<[ σH]=474мПа.
Δ=%=9,91%<10%- недогрузка в пределах нормы.
2.3 Силы в зацеплении.
Окружная сила : (3.20)
где, Ft- окружная сила в зацеплении, Н
T1 – вращающий момент на валу колеса.
d1 – делительный диаметр колеса.
Радиальная сила : (3.21)
где α - угол зацепления в нормальном сечении.
β – угол наклона зубьев.
Осевая сила : (3.22)
2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Ппроверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.