Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 14 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = 0.904

здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД одной пары подшипников качения, примем = 0.98 , =0.99.

Тогда P_тр= 15,49 кВт

По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А200М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э=18,5кВт, синхронной частотой вращения n_с= 750 мин^-1 и скольжением S = 2,3 %.

Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1 – ) = 732,75 мин^-1

Общее передаточное число привода

u_o = = 7,6

где n – частота вращения вала исполнительного механизма,

n = 96,41 мин^-1;

Передаточное число зубчатой передачи

u^’ = 4,026

Округлим u^’ до ближайшего стандартного значения (табл. 7.1 [1]). Принимаем u=4 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n₁= 385,66 мин^-1

n₂= 96,41 мин^-1

Мощности на валах:

P₁= 14,87 кВт

P₂= 14,28 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле

T_i=9550 .

Тогда T₁= 368,163 Н*м

T₂= 1414,478 Н*м

Консольные нагрузки от муфт в Н предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу F_к=0,125 = 2,4 кН

на тихоходном валу для зубчатых редукторов F_к=0,125 = 4,7 кН

где T_б и T_т – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем по табл. 4 [1]:

Шестерня

Материал - сталь 45

Термическая обработка - улучшение

Твердость поверхности зуба – 269-302НВ

Колесо

Материал - сталь 45

Термическая обработка - улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262НВ

2.2. Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

s_{Hlim j} - предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

s_Hlim1 = 641МПа

s_Hlim2= 567МПа

S_Hj - коэффициент безопасности,

S_H1=1,1 S_H2=1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений,

N_H01= 2,347*10⁷ N_H02 =1.682*10⁷

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим в зависимости от режима нагружения: _h = 0,18

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =10302ч.

Суммарное число циклов нагружения

N_Sj = 60 n_j c t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁= 385,66 мин^-1, n₂= 96,41 мин^-1;

N_S1= 2,384*10⁸ N_S2= 5,96*10⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1= 4,291*10⁷ N_HE2= 1,073*10⁷

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1 K_HL2= 1,078

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

s_HP1= 582,7 МПа s_HP2= 555,6 МПа

Для прямозубых передач s_HP=s_HP2, для косозубых и шевронных передач

s_HP=0.45 (s_HP1+s_HP2) 1.23 s_HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

s_HP= 555,6 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где s_{F lim j} - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

s_{F lim 1} = 499,6 МПа s_{F lim 2} = 434,3 МПа

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе, S_F1= 1,7 , S_F2= 1,7

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки определяется по табл. 7 [1], K_FC1= 0,65 , K_FC2= 0,65

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6 , q₂ = 6

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj.

K_FL1 = 1 , K_FL2 = 1,019

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 191 МПа

_FP2= 169,4 МПа

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w = (u + 1) ,

где - коэффициент вида передачи, = 410

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,5 (ряд на с. 9 [1]).

Расчетное межосевое расстояние a_w = 200 мм

Округлим a_w до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m = (0.01…0.02) a_w = 1,6

Округлим m до стандартного значения (табл. 1 [1]): m = 2

Суммарное число зубьев

Z = ,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=12° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Z = 195,63

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z = 196

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба

β = arccos =11,4789

Число зубьев шестерни

Z₁= = 39

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁= 157

Фактическое передаточное число

u_ф = = 4,026

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 0,65%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 мм x₂= 0 мм

Ширинa венца колеса

b_w2= = 80 мм

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1= 85 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

то же, для косозубых колес :

d₁ = 79,592 мм d₂ = 320,408 мм

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 = 83,592 мм d_a2= 324,408 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 = 74,592 мм d_f2 = 315,408 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = 1,61 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8, так как степень точности 9, для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется [1].

2.4 Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z_σ- коэффициент вида передачи, Z_σ =

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (n_ст – 5) K_w = 1,104

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ₂ < 350

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9)= 0,231

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K – 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)= 1

K = 1,041 K_Hβ = 1,048

Динамический коэффициент определим по табл. 10 [1]:

K_НV=1,032

Окончательно получим

K_H=1,096

Расчетные контактные напряжения

σ_H = 542,6 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

σ_H =100 = 2,34%

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_F1 - коэффициент формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_b = 1 - = 0,89

Y_ε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y_ε = = 0,57

Здесь ε_α – коэффициент торцевого перекрытия, который для нулевых передач приближенно определяют по формуле

ε_α = [1.88 – 3.2( + )] cos β = 1,74

Для прямозубых передач принимают Y_b = Y_ε = 1.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 + + 0.092 ,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j, для непрямозубых передач Z_Vj = .

Y_F1 = 3,789 Y_F2 = 3,549

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα = 1,45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K = 1,033

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)= 1,096

Расчётные напряжения изгиба

s_F1= 172,1 МПа

s_F2= 171,3 МПа

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5 %, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку s_F1 s_FP1 и s_F2 s_FP2.

Силы в зацеплении:

Окружная сила F_t = = 9,251 кН

Радиальная сила F_r = F_t = 3,436 кН

Осевая сила в косозубых передачах F_а = F_t tg = 1,878 кН

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 201,8 Н•м

Частота вращения ведущего шкива n₁= 732,8 мин^-1

Передаточное число u= 1,9

Относительное скольжение = 0.015

Тип нагрузки - переменная

Число смен работы передачи в течение суток n_c= 3

Расчет передачи

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - C;

площадь поперечного сечения A= 230 мм²;

ширина нейтрального слоя b_p= 19 мм;

масса погонного метра ремня q_m= 0,3 кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d₁ = 40 = 234,6 мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 250 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂ = u d₁ = 467,88 мм

После округления получим: d₂= 475 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф = = 1,93

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁ + d₂)= 580 мм

5. Длина ремня

L = 2 + 0.5 (d₁ + d₂) + = 2321 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда:

L = 2500 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L – W + )= 1241 мм

где W = 0.5 (d₁ + d₂)= 1138,8

Y = 2 (d₂ – d₁)²= 101250

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= – 57. = 160,79^о

7. Скорость ремня

V = = 9,59 м/с

8. Окружное усилие равно

F_t = = 1614,4 кН

9. Частота пробегов ремня

= = 3,84 Гц

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1.14 – = 1,13

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= – – 0.001V² = 2,65 МПа

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p= 2,05 МПа

где C – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1– 0.44 ln = 0,95

C_p – коэффициент режима работы.

C_p = C_н – 0.1(n_c – 1)= 0,65

C_н – коэффициент нагружения, C_н = 0,85

13. Расчетное число ремней

Z = = 4,51

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли С_z=0.95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z= 5

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²= 0,42 кН

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin = 4,14 кН

4. Расчет валов

4.1 Расчет быстроходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ _k]= 20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле (стр.11 [2]), мм

d= = 46,64 мм

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда по ГОСТ 6636-69:

d= 55 мм

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: