Расчет кинематических и силовые параметров привода

Таблица 2.

1.Параметр	Расчетная формула	Значение
2. Частота вращения ведущего вала редуктора nведущего, мин -1
3. Передаточное отношение привода iприв		43,478
4. Мощность на ведомом валу редуктора Рведомого, кВт	Pведомого = = 9,5/0,95	10,0
5. Общий КПД привода ηобщ	ηобщ= ηтих*ηбыстр* ηо.п=0,97*0.97*0,95	0,89
6. Мощность на ведущем валу редуктора Рведущего, кВт		10,674
7. Мощность двигателя Рдв, кВт	Р дв Р ведущего, выбирается вместе с двигателем
8. Двигатель		160S6/975
9. Допускаемые контактные напряжения быстроходной и тихоходной ступеней , , МПа	Выбирается в зависимости от типа обработки материала зубчатых колес	500 при ТО-улучшение НВ 235…262
10. Вспомогательные коэффициенты Ка	Для косозубых передач Ка = 430
11. Расчетные коэффициенты концентрации нагрузки KHb	= =1,1, т.к. твердость обоих колес НВ > 350	1,1
12. Тип редуктора		Цилиндрический соосный
13. Коэффициент ширины зубчатых колес, ψва	Ψва=0,25-0,4	Для тихоходной-0,4 Для быстроходной-0,25
14. Передаточное число тихоходной ступени Uфт	Uфт=	3,36
15. Передаточное число быстроходной ступени Uф	Uф= =103/28	3,68
16. Предварительное значение крутящего момента на колесе: тихоходной ступени редуктора Tтих, быстроходной ступени редуктора Тбыстр ,Н*м	T2тих= 9550 = 9550
T2быстр=T2= T2тих / Uфт = 1193/3,36

3. Определение геометрических параметров зубчатых передач:

Определение геометрических параметров зубчатых колёс и шестерен для тихоходной ступени:

Межосевое расстояние aтих

197,124; принимаем aтих =200 мм

Ширина передачи: = Ψва* =0,4*200=80 мм

а) Значения нормального модуля цилиндрической передачи при твердости < 350 HB принимается в пределах m=(0,01…0,02)∙а_w

m – модуль зубчатого колеса

m _т=0,015·200=3,0 – принимаем m=3 мм

б)Суммарное число зубьев ступени:

Z_Σ = = =130,666– принимаем Z_Σ = 131

Числа зубьев шестерни и колеса:

Z_ш = = = 29,962 – принимаем z_ш = 30

Z_к = Z_Σ – Z_ш = 131– 30 = 101

Фактическая величина угла наклона зуба:

Сosβ =

Фактическая величина передаточного числа ступени:

U_ф= =3,36

Диаметры делительных окружностей:

Dш = =30*3 /0,9825=91,603 мм

Dк = = 101*3 / 0,9825=308,396 мм

Проверка соответствия полученных делительных диаметров принятому межосевому расстоянию:

=(Dш+ Dк)/ 2 = (91,603+308,396)/2=199,999 мм

Диаметры окружностей выступов:

Dаш = Dш+2m=91,603+6=97,603 мм

Dак = Dк +2m=308,396+6=314,396 мм

Диаметры окружностей впадин:

Dfш = Dш-2,5m=91,603-7,5=84,103 мм

Dfк = Dк- 2,5m=308,396-7,5=300,896 мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

εα=(1,88-3,2(1/ Z_ш +11/ Z_к ))*cosβ=(1,88-3,2(0,033+0,09))*0,9825=1,712>1,2

Коэффициент осевого перекрытия:

εβ= ( *sinβ)/πm= (80*0,186)/9,42=1,579>1

Определение геометрических параметров зубчатых колёс и шестерен для быстроходной ступени:

Межосевое расстояние aыстр

155,702; принимаем абыстр =200 мм, т.к редуктор соосный

Ширина передачи: = Ψва* =0,25*200=50 мм

а) Значения нормального модуля цилиндрической передачи при твердости < 350 HB принимается в пределах m=(0,01…0,02)∙а_w

m – модуль зубчатого колеса

m _т=0,015·200=3,0 – принимаем m=3 мм

б)Суммарное число зубьев ступени:

Z_Σ = = =130,666– принимаем Z_Σ = 131

Фактическая величина угла наклона зуба:

Сosβ =

Числа зубьев шестерни и колеса:

Z_ш = = = 27,683 – принимаем z_ш = 28

Z_к = Z_Σ – Z_ш = 131– 28 = 103

Фактическая величина передаточного числа ступени:

U_ф= =3,68

Диаметры делительных окружностей:

Dш = =28*3 /0,9825=85,496 мм

Dк = = 103*3 / 0,9825=314,503 мм

Проверка соответствия полученных делительных диаметров принятому межосевому расстоянию:

=(Dш+ Dк)/ 2 = (85,496+314,503)/2=199,999 мм

Определяем диаметры окружностей выступов:

Определяем диаметры окружностей впадин:

Коэффициент торцевого перекрытия:

εα=(1,88-3,2(1/ Z_ш +11/ Z_к ))*cosβ=(1,88-3,2(0,035+0,009))*0,9825=1,706>1,2

Коэффициент осевого перекрытия:

εβ= ( *sinβ)/πm= (50*0,186)/9,42=0,988 <1

6)Проверочный кинематический и силовой расчет редуктора:

Крутящий момент, развиваемый электродвигателем:

Так как вал электродвигателя соединен с входным валом редуктора посредством муфты, то

T_I = T_дв , n_I = n_дв

Крутящие моменты на втором (промежуточном) и третьем (выходном) валах редуктора определяется по формулам:

Число оборотов на каждом из валов:

Частота вращения исполнительного органа:

Определение зазоров между передачами редуктора и стенками корпуса

Проверочный расчет зубчатых колес

Тихоходная ступень

Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев:

Исходные данные: Z1 =30; Z2 =101; m=3; cosβ=0,9825; aw =200 мм; Uф =3,36; bw = 80мм;

εα=1,712; εβ=1,579; nш=n1=975 об/мин

Фактическая величина контактных напряжений для быстроходной и тихоходной ступеней редуктора, МПа

F_t - окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении.

где T₁ - крутящий момент на шестерне, Н.м;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

k_H - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость, определяется по формуле

,

где k_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определенный по графикам черт. 1 приложения 1.

k_Hb = 1,15

k_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, определенный по табл. 4 приложения 1;

k_Hv = 1,01

z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стали z_E = 190;

z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

z_e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала, МПа

где s_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. Значения предела контактной выносливости следует принимать в зависимости от средней твердости поверхности зубьев (38…50 HRC в данном случае).

МПа

S_H - минимальный коэффициент запаса прочности. Коэффициент запаса прочности S_H принимается равным 1,2 для колес с поверхностным упрочнением.

Z_N - коэффициент долговечности.

при N_k < N_Hlim,

N_k - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

N_k = 60 n_ш T, N_k =

где Т - срок службы передачи. Приняли Т = 5000 ч.

N_Hlim - число циклов напряжений, соответствующее перегибу кривой усталости при расчете на контактную выносливость. Определяется по формуле:

N_Hlim = 30 (HB)^2.4 N_Hlim =

ЧТО И КАК ПИСАЛИ О МОДЕ В ЖУРНАЛАХ НАЧАЛА XX ВЕКА Первый номер журнала «Аполлон» за 1909 г. начинался, по сути, с программного заявления редакции журнала...

Что будет с Землей, если ось ее сместится на 6666 км? Что будет с Землей? - задался я вопросом...

ЧТО ПРОИСХОДИТ ВО ВЗРОСЛОЙ ЖИЗНИ? Если вы все еще «неправильно» связаны с матерью, вы избегаете отделения и независимого взрослого существования...

Конфликты в семейной жизни. Как это изменить? Редкий брак и взаимоотношения существуют без конфликтов и напряженности. Через это проходят все...

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте: