Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Кинематический и силовой расчет привода

1.1Исходные данные.

1. Окружное усилие барабана F=3 кН

2. Окружная скорость барабана V=1 м/с

3. Диаметр барабана D=0,2 м

В соответствиие с указанием преподавателя, нужно домножить окружную скорость на 1,2, а диаметр барабана на 1,1. Получаем:

D=0,2∙1,1=0,22 м.

1.2Выбор электродвигателя.

Двигатель выбирается по потребляемой мощности и его оборотам:

Находим мощность на выходе

Определяем частоту вращенияω:

Находим обороты на выходе

Находим потребную мощность двигателя

Где – КПД пары подшипников качения

– КПД червячной передачи

– КПД цилиндрической прямозубой передачи

– КПД цепной передачи

– КПД муфты

Двигатель серии АИР. Выбираем двигатель с мощностью 5,5 кВт.

Рассчитаем некоторые величины, которые в дальнейшем помогут выбрать нужный нам двигатель.

Двигатель	АИР 100L2	АИР 112M4	АИР 132S6	АИР 132M8
Кол-во оборотов/параметр
Iпр`		13,8	9,2	6,9
iпр
iоп
uб
Iзп`				3,5
uт`	1,75	0,875	0,625	0,4375
uт	1,6
iзп	12,8
δ	8,57	14,3		128,57

Приведем пример расчета для двигателя АИР112 М2.

Выбираем двигатель с частотой вращения n_дв=2850, т.к. погрешность наименьшая.

1.3Кинематический расчет привода.

1.3.1Определим мощность на каждом валу

1.3.2определение оборотов на каждом валу.

1.3.3Определение угловой скорости на каждом валу.

1.3.4Определение крутящих моментов на каждом валу.

Расчет передач привода

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1.1Исходные данные.

1. Мощность на валу шестерни и колеса: ,

2. Вращающий момент на шестерне и колесе: ,

3. Передаточное число

4. Частота вращения шестерни и колеса: ,

2.1.2Выбор материалов зубчатых колес, их термической обработки и определение допускаемых напряжений.

Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности, шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.

Выбираем сталь40Х – для колеса К(4) и сталь 40ХН – для шестерни Ш(3) – улучшение.

НВ_ср=0,5(НВ_min+НВ_max)

Определим допускаемые контактные напряжения

Где

Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости.

Где

– коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности

2.1.3Расчет геометрических параметров передачи

2.1.3.1Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние

так как

Окружная скорость

Назначаем 9 степень точности по ГОСТ 1643-81

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле

Где для прямозубых колес

– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружений

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев

в зависимости от коэффициента

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

- степень точности

Принимаем

2.1.3.2Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина

2.1.3.3Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяют как:

Минимальное значение модуля , определяют как:

Принимаем модуль .

2.1.3.4Суммарное число зубьев

принимаем 133

так как прямозубая передача

2.1.3.5Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни принимаем

Число зубьев колеса

2.1.3.6Фактическое передаточное число

2.1.3.7Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни

колеса

диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

шестерни

колесо

- коэффициент смещения у шестерни и колеса

– коэффициент воспринимаемого смещения

– делительное межосевое расстояние

2.1.3.8Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

- для прямозубых передач

- недогрузка в пределах допустимого

2.1.3.9Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

2.1.3.10Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба

В зубьях колеса

≤

при 82 зубьях

МПа

Условие выполнено.

В зубьях шестерни

≤

=3,62 при 52 зубьях

Условие выполнено.

2.1.3.11Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Действия пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки - максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчет на сопротивление усталости

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допустимое напряжение

Где – контактное напряжение при действии номинального момента

- при улучшении

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

Где - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки.

Где - предел выносливости при изгибе \.

– максимально возможное значение коэффициента долговечности.

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

- коэффициент запаса прочности.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: