Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА.

Определяем общий КПД привода:

η =η_1*η_2*η⁴₃ *η₄* η₅* η₆;

η₁ – КПД муфты, принимаем η₁=0,98;

η₂ – КПД цепной открытой передачи, η₂=0,90 – 0,95, принимаем η₂=0,95;

η₃ – КПД пары подшипников, η₃=0,99;

η₄– КПД зубчатой цилиндрической открытой передачи, η₄=0,96;

η₅– КПД зубчатой конической передачи, η₅=0,97;

η₆– КПД цилиндрической закрытой передачи, η₆=0,98;

η_общ= 0,98*0,95*0,99⁴*0,96*0,97*0,98=0,816.

Находим требуемую мощность электродвигателя

P_в = 4,5 (кВт);

Р_m=P_в/η=4,5/0,816=5,51 (кВт);

Принимаем Р_дв.=5,5 кВт.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

n_вх=n_вых U, где: U=U_быстр*U_max

Выбираем передаточные отношения для быстроходной и тихоходной передач. U_быстр.=(2,0…..5,0) U_max= (2,5……5,0)

N_вх=n_вых(2,0…..5,0) (2,5…..5,0)=120 (2,0…..5,0) (2,5…..5,0)=600…..3000 об/мин.

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, выбираем электродвигатель закрытый 100L2/2850;

Р_дв.=5,5 кВт;

n_дв.=2850 об/мин;

Определим номинальную частоту вращения валов двигателя:

n_ном.=n_c(1-s)=2850(1-0,034)=2753 мин^-1.

Определим действительное фактическое передаточное число:

.

Принимаем предварительно передаточное число открытой зубчатой передачи U_зуб=3, тогда передаточное число редуктора:

U_ред= U_общ/ U_зуб=22.9/3=7,63.

Разбиваем передаточное число по ступеням U_ред=7,63.

u_быстр = u_ред/u_тих; u_тих = 0,63 u² ред;

Cледовательно:

u_тих = 0,63 7,63² = 2,44; принимаем u_тих =2,42

u_быстр = 7,63 / 2,42 = 3,153; Принимаем U_быстр=3,15.

Тогда U_ред=2,42*3,15=7,623.

Находим момент на тихоходной ступени:

Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода.

1 вал. Частота вращения n₁=n_дв=2753 мин^-1.

Окружная скорость .

Мощность P₁=P_дв =5,5*0,98*0,99² =5,28 кВт.

Вращающий момент

Нм.

2 вал. Частота вращения n₂=n₁/ U_быстр =2753/3,15=874 мин^-1.

Окружная скорость с^-1.

Мощность кВт.

Вращающий момент

Нм.

3. Вал частота вращения n₃=n₂/U_тих= 874/2,42=361,15 мин^-1.

Окружная скорость с^-1.

Мощность: кВт.

Вращающий момент

=358,28/0,97*0,99²*2,42=155,73Нм.

4. Вал частота вращения мин^-1.

Окружная скорость с^-1.

Мощность кВт.

Вращающий момент Нм.

Все полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 1.

РАСЧЁТ РЕДУКТОРА.

Выбор материала для изготовления зубчатых колёс.

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таблица 2.1 ст. 12) [1] для шестерни сталь40Х, термообработка-улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость НRC_э=45…50; для колеса – сталь40Х, термообработка-улучшение, твёрдость НВ269...302.

С целью лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для шестерни твёрдость на 20-50 единиц НВ выше, чем для колёс.

Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса определяем по общей зависимости :

Предел контактной выносливости (таблица 2.2 ст. 13) [1]:

Коэффициент запаса прочности S =1,2, S =1,1

Коэффициент долговечности Z_N :

Z_N = при условии

число циклов, соответствующих перелому кривой усталости:

=30*450^2.4=6,7*10⁷

=30*285,5^2.4=2,35*10⁷

=60n

n- частота вращения (мин^-1)

-число зацеплений

-суммарное время работы

L_h=L*365к_год*24*к_сут, L=8,2 года, к_сут=0,75, к_год=0,78

L_h=8,2*365*0,78*24*0,75=42022(ч)

N_k1тих=60*874*1*42022=2,2*10⁹

N_k1быстр=60*2753*1*42022=6,94*10⁹

N_k2тих=60*361,15*1*42022=0,91*10⁹

N_k2быстр=60*874*1*42022=2,2*10⁹

N_k3тих=60*120,4*1*42022=0,3*10⁹

N_k3быстр=60*361,15*1*42022=0,91*10⁹

Так как во всех случаях > , то принимаем Z_N =1.

Коэффициент Z_R учитывает влияние шероховатости. Принимаем Z_R= 1.

Коэффициент Z_V учитывает влияние окружной скорости. Принимаем Z_V=1.

Принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба зубьев для шестерни и для колеса определяем по общей зависимости :

Предел контактной выносливости (таблица 2.3 ст. 15) [1]:

Коэффициент запаса прочности S =1.7

Коэффициент долговечности Y_N :

Y_N = при условии , где q₁=9 и q₂=6 ( для улучшенных зубьев).

N _FG=4*10⁶

Так как во все случаях > , то принимаем Y_N =1.

Коэффициент Y_R учитывает влияние шероховатости. Принимаем Y_R= 1,15.

Коэффициент Y_a учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки. Принимаем Y_а=1 (одностороннее нагружение).

Учёт режима нагружения при определении допускаемых напряжений

N_EH -контактная выносливость.

N_EH= , .

N_ЕН1тих=0.6*2,2*10⁹=1,32*10⁹

N_{ЕН1быстр}=0.6*6,94*10⁹=4,164*10⁹

N_EH2тих=0.6*0,91*10⁹=0,546*10⁹

N_{ЕН2быстр}=0.6*2,2*10⁹=1,32*10⁹

N_EH3тих=0.6*0,3*10⁹=0,18*10⁹

N_{ЕН3быстр}=0.6*0,91*10⁹=0,546*10⁹

N_EF – выносливость при изгибе.

N_EF= , .

N_ЕF1тих=0.5041*2,2*10⁹=1,109*10⁹

N_{ЕF1быстр}=0.5041*6,94*10⁹=3,498*10⁹

N_EF2тих=0.5041*0,91*10⁹=0,459*10⁹

N_{ЕF2быстр}=0.5041*2,2*10⁹=1,109*10⁹

N_EF3тих=0.5041*0,3*10⁹=0,151*10⁹

N_{ЕF3быстр}=0.5041*0,91*10⁹=0,459*10⁹

Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Межосевое расстояние:

Предварительное значение a’_w:

a’_w=K(u+\-1)

T₁- крутящий момент на шестерне.

К=8

a’_w=8(2,42+1) =76,57(мм)

Определяем окружную скорость v(м/с):

v=

v=

Назначаем степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 8 (передача пониженной точности) (таблица 2.5 ст. 18) [1].

Уточнённое межосевое расстояние:

K_a=450 МПа^1/3 - для прямозубых колёс.

=0.2 – коэффициент ширины ( ст. 18) [1].

Коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность К_H:

К_H= К_Hv*К_{H *}К_H

К_Hv – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

К_Hv=1.15 ; (таблица 2.6 ст. 19) [1].

К_H - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы. Выбирается из таблица 2.7 ст. 20 [1] и зависит от коэффициента , схемы передачи и твёрдости зубьев.

=0.5 (u 1)

=0.5*0.2 (2,42+1)=0,342

=1.02 (таблица 2.7 ст. 20) [1].

К_Hw- коэффициент учитывающий приработку зубьев.

К_Hw=0.37 (таблица 2.8 ст. 20) [1].

К_H =1+( -1) К_Hw

К_H =1+(1.02-1)*0.37=1.0074

К_H - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_H =1+( -1) К_Hw

=1+0.06(u_ст-5), при 1 1.25

=1+0.06(8-5)=1.18

К_H =1+(1.18-1)*0.37=1.0666

=113,3мм

Округляем полученные значения a_w=112мм

2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d₂= 2a_wu/(u+\-1)

d₂= 2*112*2,42/(2,42+1)=158,5мм

Ширина колеса: b₂= a_w

b₂=0.2*112=22,4мм

округляем b₂=22мм

3. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем из условия неподрезания зубьев у основания:

=3,85 мм

K_m =3,4*10³

K_F = К_Fv*К_{F *}К_F

К_Fv=1,3 (таблица 2.9 ст. 22) [1].

К_F =0.18+0.82

К_F =0.18+0.82*1,02=1.0164

К_F = =1.18

=1,15 мм

Принимаем m =2,5 мм.

4. Суммарное число зубьев

5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

6. Фактическое передаточное число

,

7. Диаметры колёс

Делительные диаметры d:

Шестерни:

, мм,

Колеса:

, мм,

Диаметр окружностей вершин зубьев d_a :

Шестерни:

мм,

Колеса:

мм,

Диаметр окружностей впадин зубьев d_f :

Шестерни:

мм,

Колеса:

мм.

8. Размеры заготовок

Шестерни:

, , (таблица 2.1 ст. 12) [1].

, , (таблица 2.1 ст. 12) [1].

Колеса:

, , (таблица 2.1 ст. 12) [1].

, , (таблица 2.1 ст. 12) [1].

9. Проверка зубьев по контактным напряжениям

МПа^1/2 (для прямозубых передач).

.

10. Силы в зацеплении

Окружная сила:

;

.

Радиальная сила: ( ).

;

.

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

, , (таблица 2.10, ст.25) [1].

в зубьях шестерни

(таблица 2.10, ст.25) [1].

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

К_пер. =1,5.

-контактное напряжение.

.

,

, =600-700 МПа, =4, k_st=1.3, S_st=2.

МПа.

В зубьях колеса

.

В зубьях шестерни

.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: