Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.

Выбор электродвигателя.

Электродвигатель выбирают из каталогов по требуемой мощности и частоте вращения. Электродвигатель не инспектируют на нагрев, так как для проектируемых приводов вал ма­шины во время эксплуатации нагружен не много изменяющейся нагрузкой.

1.1.1. Определение требуемой мощности.

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ.т.=РВ /hОБЩ;

где РВ - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. для приводного вала;

hОБЩ - общий коэффициент полезного деяния (КПД) привода.

1) Величину РВ (кВт) определяют в согласовании с начальными дан­ными задания по одной из формул:

РВ = F×V = 15×0,5= 7,5 кВт.

2) Величину hОБЩ определяют зависимо от КПД (h) звеньев кинематической цепи привода от вала электродвигателя до приводного вала машины Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность..

hОБЩ=hЦ.Б.×hЦ.Т.×hМ.Б.∙hЦЕП×hОП ,

где hЦЕП - КПД цепной передачи; hЦ.Б.,hЦ.Т - КПД быстроходной и тихоходной цилиндрической передачи редуктора; hМ.Б. - КПД муфты быстроходного вала; hОП - КПД опор приводного вала машины.

По таблице 1: hЦЕП = 0,93, hЦ.Б = 0,97, hЦ.Т.= 0,97, hМ.Б.= 0,99, hОП =0,99.

hОБЩ = 0,972×0,99×0,93×0,99 = 0,858

Требуемая мощность Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. электродвигателя: Рэ.т.= 7,5/0,858 = 8,74кВт

1.1.2. Определение требуемой частоты вращения.

nэ.т.=nB×u¢ОБЩ

где nB - частота вращения приводного (выходного) вала;

u¢ОБЩ = ( )-ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину nв (мин-1) определяют в согласовании с начальными данными задания по формуле: nB = = = 30 мин-1

2) Величину u¢ОБЩ определяют зависимо от Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. передаточныхчи­сел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

u¢ОБЩ = u¢ЦЕП× u¢Ц.Б.× u¢Ц.Т.

где u¢ЦЕП - передаточное число цепной передачи редуктора; u¢Ц.Б - передаточное число быстроходной цилиндрической передачи редуктора; u¢Ц.Т - передаточное число тихоходной цилиндрической передачи редуктора Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность..

Ц.Т.
Ц.Б.
ЦЕП
ОБЩ
umin = umin× umin× umin = 1,5∙2,5∙2,5 = 9,375

Ц.Т.
ЦЕП
ОБЩ
Ц.Б.
umax = umax× umax× umax = 4∙6,3∙5 = 126

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

Э.Т.
ОБЩ
nmin = nB× umin = 30∙9,375 = 281,4 мин-1

Э.Т.
ОБЩ
nmax = nB× umax = 30∙126 = 3780 мин-1

1.1.3. Выбор электродвигателя.

Для проектируемых машинных агрегатов советуют приме Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.­нять трехфазные асинхронные короткозамкнутые движки. Эти дви­гатели более универсальны и надежны в эксплуатации.

Электродвигатель выбирают с учетом критерий:

1) Рэ Рэ.т

Мощность наиблежайшего мотора Рэ =11 кВт > Рэ.т = 8,74кВт. По спектру требуемой частоты враще­ния nэ.т. = (281,4... 3780) мин-1 подходят несколько движков. Предвари­тельно избираем два более быстроходных мотора, технические данные Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. которых заносим в таблицу:

Тип электродвигателя РЭ, кВт nЭ, мин-1 Тmax/Т d1, мм
АИР132M2 2,2
АИР132M4 2,2

1.2. Определение передаточного числа передач привода.

1.2.1. Общее передаточное число привода для избранных электро­двигателей:

uОБЩ = nЭ/ nB = 2910/30 = 97

uОБЩ = nЭ/ nB = 1447/30 = 48,23

1.2.2. Определяем передаточное число редуктора с учетом пе­редаточного числа открытой зубчатой передачи Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность., которое при­нимаем: uЗУБ = 2,0; uЗУБ = 2,5; uЗУБ = 3,15

Движок АИР132M2: Движок АИР132M4:

uРЕД= uОБЩ/ uЗУБ = 97/2,0 = 48,5; uРЕД = uОБЩ/ uЗУБ = 48,23/2,0 = 24,12;

uРЕД= uОБЩ/ uЗУБ = 97/2,5 =38,8 ; uРЕД = uОБЩ/ uЗУБ = 48,23/2,5 = 19,29;

uРЕД= uОБЩ/ uЗУБ = 97/3,15 = 30,79; uРЕД= uОБЩ/ uЗУБ = 48,23/3,15 = 15,31;

Результаты расчетов uРЕД заносим в таблицу:

Движок Рэ,кВт nэ, мин-1 uОБЩ uРЕД при
uЗУБ = 2,0 uЗУБ = 3,15 uЗУБ =5
АИР132M2 48,5 38,8 30,79
АИР Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.132M4 48,23 24,12 19,29 15,31

Избираем для проектирования:

uРЕД = 24,12; uЗУБ = 2; uОБЩ = 48,23; nЭ = 1447 мин-1.

1.2.3. Определяем передаточные числа иБ бы­строходной и uТ тихоходной ступеней редуктора.

uТ = 0,88× = 0,88× = 4,32

uБ = uРЕД/uТ = 24,12/4,32= 5,58

Расчетные значения uБ и uТ округляем до наиблежайшего стандартно­го

uТ = 4,5 ; uБ = 5,6.

Уточняем передаточное число редуктора: uРЕД = uБ× uТ = 4,5∙5,6= 24,12

1.2.4. С учетом принятых значений Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. uБ и uТ уточняем переда­точное число открытой зубчатой передачи:

uЗУБ = uОБЩ / uРЕД = 48,23/24,12 = 2.

Результаты расчета передаточных чисел передач заносим в таблицу:

Электродвигатель Передаточные числа
Рэ,кВт nэ, мин-1 uОБЩ uРЕД = uБ× uТ uЗУБ
48,23 24,12 = 4,5∙5,6

1.3. Определяем частоту вращения, мощность, крутящий момент на валах привода:

1.3.1. Частота вращения:

1. вал электродвигателя: nЭ = 1447мин-1;

2. быстроходный вал редуктора Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.: nБ = nЭ = 1447,00 мин-1;

3. промежный вал редуктора: nП = nБ /uБ = 1447,00/5,6 = 258,39 мин-1;

4. тихоходный вал редуктора: nТ = nП / uТ = 258,39 /4,5= 57,42 мин-1;

5. вал машины (приводной вал): пВ= пТ / uЗУБ = 57,42 /2 = 30,06 мин-1.

Приобретенное значение частоты пВ = 30,06 мин-1 совпа­дает с величиной

пВ = 30 мин-1, которую определяли выше по начальным данным.

1.3.2. Мощность:

1. вал электродвигателя: РЭ.Т = 8,74 кВт;

2. быстроходный вал Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. редуктора: РБ = РЭ.Т×hМ.Б. = 8,74 ×0,98 = 8,65кВт;

3. промежный вал редуктора: РП = РБ×hЦ.Б.= 8,65×0,97 = 8,39кВт;

4. тихоходный вал редуктора: РТ = РП×hЦ.Т.= 8,39×0,97 = 8,14 кВт;

5. вал машины (приводной): РВ = РТ×hЗУБ×hОП = 8,14 ×0,93×0,99 = 7,49кВт.

Приобретенное значение мощности РВ = 7,49кВт совпадает с величи­ной потребляемой мощности РВ = 7,5 кВт, которую определяли выше по Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. начальным данным.

1.3.3. Крутящие моменты:

1. вал электродвигателя: ТЭ= 9554×РЭ.Т /nЭ = 9554×8,74/1447 = 57,71 Н×м,

2. быстроходный вал редуктора: тб = ТЭ×hМ.Б. = 57,71 ∙0,99 = 57,13 Н×м;

3. промежный вал редуктора: ТП = ТБ×hЦ.Б.×uБ = 57,13 ∙0,97∙5,6 = 310,33 Н∙м;

4. тихоходный вал редуктора: ТТ = ТП×hЦ.Т.×uТ = 310,33 ∙0,97∙4,5 = 1354,59 Н∙м;

5. вал машины (приводной): ТВ = ТТ×hЗУБ×hОП Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.∙uЗУБ = 1354,59 ∙0,93∙0,99∙2 = 2382,1 Н∙м.

Результаты расчета n, Р, Т заносим в таблицу:

Вал привода n , мин-1 Р, кВт Т, Н×м
Вал мотора 8,74 57,71
Быстроходный вал 8,65 57,13
Промежный вал 258,39 8,39 310,33
Тихоходный вал 57,42 8,14 1354,59
Вал машины 30,06 7,49 2382,1

Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на крепкость.

Начальные данные

Параметр Тихоходная передача редуктора
1. Кинематические и силовые характеристики а) передаточное число u Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. ; б) частота вращения шестерни n1, мин-1; в) крутящий момент шестерни T1, Н×м; г) крутящий момент тихоходного вала TT, Н×м u = 4,5 n1 = 258,39 Т1 = 310,33 ТТ = 1354,39
2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) размещение колес относительно опор прямозубая симметричное
3. Требуемая долговечность Lh , ч Lh = L×365×KГ ×24×KC = 7×365×0,3×24×0,7 = 12877,2
4. Режим нагружения: a Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.1=1; b1=0,25; a2=0,5; b2=0,4; a3=0,2; b3=0,35.

2.2. Проектировочный расчет.

2.2.1. Выбор материала и твердости колес.

Расчет исполняем для прямозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен крутящим моментом TT = 1354,39Н×м. В согласовании с советами для прямозубой передачи и крутящем моменте TT > 1000 Н×м избираем вариант № 12 материала колес передачи.

Зубчатое колесо Сталь Термическая Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. обработка Твердость расчетная
Шестерня 40ХН Закалка ТВЧ Н1 = 48 HRC
Колесо 40ХН Закалка ТВЧ H2 = 48 HRC

2.2.2. Приблизительное значение межосевого расстояния.

Степень точности передачи

1. Приблизительное значение межосевого расстояния :

a'W = K×(u + 1)× = 6×(4,5 + 1)× = 135,3 мм,

где значение коэффициента К = 6 избираем по таблице.

2. Определяем окружную скорость передачи:

V = 2p×a¢W×n Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.1 = 2×3,14×135,3×258,39 = 0,664 м/с.

6×104×(u + 1) 6×104×(4,5 + 1)

Ориентируясь на передачи для общего машиностроение, принимаем степень точности nСТ = 8.

2.2.3. Допускаемые напряжения.

2.2.3.1. Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

sHℓim1 = 17×HHRC + 200 = 17×48 + 200 = 1016 МПа,

2. Коэффициенты припаса прочности : SH1 = 1,2, SH2 = 1,2

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем :

а) по таблице базисное число циклов напряжений:

NHG1 = 7,38×107 циклов Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.; NHG2 = 7,38×107 циклов;

б) действительное число циклов нагружения на данный ресурс

NE1 = 60×n1×Lh = 60×258,39×12877,2 = 19,96×107,

NE2 = NE1/u = 19,96×107/4,5 = 4,44×107,

Коэффициенты долговечности

ZN1 = = = 0,85, принимаем ZN1 = 1,

ZN2 = = = 1, принимаем ZN2 = 1

Условие производится: ZN1 ³ 1; ZN2 ³ 1.

4. Коэффициенты шероховатости : ZR1 = ZR2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости : ZV1 = 1, ZV2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[s]H1 = sH Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.ℓim1×ZN1×ZR1×ZV1/SH1 = 1016×1×0,95×1/1,2 = 804,33 МПа ,

Для расчета прямозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение

[s]H = 804,33 МПа

1. Пределы выносливости зубьев колес при извиве :

sFℓim1 = 600,00 МПа ,

2. Коэффициенты припаса прочности : SF1 = 1,7; SF2 = 1,7.

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) характеристики степени кривой вялости: q1= 9; q2 = 9;

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.:

NFE1 = NE1 =19,96×107 , NFE2 = NE2 = 4,44×107

Коэффициенты долговечности: YN1 = = = 0,65,

принимаем YN1 = 1,

YN2 = = = 0,76, принимаем YN2 = 1.

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности меж зубьями принимаем YR1 = YR2 = 1 (полагаем, что RZ < 40 мкм).

5. Коэффициент воздействия реверсивности нагружения, принимаем YA = 1 (при однобоком приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения извива для зубьев шестерни и колеса:

[s]F1 = sFℓim1×YN×YR Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.×YA/SF1 = 600,00×1,0×1×1/1,7 = 352,9 МПа,

2.2.4. Межосевое расстояние передачи.

aW = 410×(u + 1)× ;

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: yba= 0,315

ybd= 0,5×ybа×(u + 1) = 0,5×0,315×(4,5 + 1) = 0,866

2. Коэффициент наружной динамической нагрузки принимаем KA = 1 (наружные динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала сборочного потока является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: KHV = 1,020.

4. Коэффициент неравномерности рассредотачивания нагрузки по ширине зубчатого Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. венца в исходный период работы: K°Hb = 1,04 (значение получаем интерполированием для наименее твердого колеса при ybd= 0,866 и симметрично расположенной шестерни тихоходной передачи).

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: KHw = 0,63.

Коэффициент неравномерности рассредотачивания нагрузки после приработки:

KHb = 1 + (K°Hb - 1)×KHw = 1 + (1,04 - 1)×0,63 = 1,252

5. Коэффициент неравномерности рассредотачивания нагрузки меж зубьями в исходный период работы:

K°Ha= 1 + 0,15×(nCT Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. – 5) = 1 + 0,15×(8 – 5) = 1,45

Коэффициент рассредотачивания нагрузки меж зубьями после приработки:

KHa= 1 + (K°Ha- 1)×KHw = 1 + (1,45 - 1)× 0,26 = 1,117

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

KH = KA×KHV×KHb×KHa= 1×1,020×1,252×1,117 = 1,4264

Межосевое расстояние:

aW = 410×(4,5 + 1)× = 176,89 мм.

Принимаем стандартное межосевое расстояние aW = 180 мм

2.2.5. Модуль передачи.

Для расчета малого значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса b2 = yba×aW = 0,315×180 = 56,7 мм Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность., принимаем b2 = 56 мм.

2. Коэффициент наружной динамической нагрузки KA = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения KFV = 1,007.

4. Коэффициент неравномерности рассредотачивания нагрузки по ширине зубчатого венца:

KFb = 0,18 + 0,82×K°Hb = 0,18 + 0,82×1,04 = 1,033

5. Коэффициент неравномерности рассредотачивания нагрузки меж зубьями: KFa= K°Ha= 1,45,

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности :

KF = KA×KFb×KFV×KFa= 1×1,033×1,007×1,45 = 1,509

Малое значение модуля :

m = Km Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.×KF×T1×(u + 1) = 2,8×103×1,509×310,33×(4,5 + 1) = 2,027 мм

aW×b2×[s]F 180×56×352,9

где [s]F = [s]F2 – малое допускаемое напряжение извива.

Определяем интервал значений модуля по условию:

m = (0,01…0,02)×аW = (0,01…0,02)×180 = 1,80…3,60 мм, принимаем стандартный модуль m = 3 мм.

2.2.6. Главные размеры передачи.

1. Число зубьев.

а) Суммарное число зубьев:

ZS = Z1 + Z2 = 2aW/m = 2×180/3 = 120

б) Число зубьев шестерни и и Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. колеса:

Z1 = ZS/(u + 1) = 120/(4,5 + 1) = 22, Z2 = ZS - Z1 = 120 - 22 = 98

2. Фактическое передаточное число: uФ = Z2/Z1 = 98/22 = 4,45

|uФ - u|/u×100 % = 1,11 % < 4 %

Для последующих расчетов принимаем u = uФ = 4,45.

3. Главные геометрические характеристики:

1) делительное межосевое расстояние

а = ZS×m/2 = 120×3/2 = 180 мм

2) делительный поперечник шестерни и колеса

d1 = mZ1 =3×22 = 66 мм, d2 = mZ2 = 3×98 = 294 мм

3) поперечник вершин зубьев шестерни и колеса

da1= d1 + 2m = 66+ 2×3 = 72 мм, da2= d2 + 2m Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. = 294 + 2×3 =300 мм

4) поперечник впадин зубьев шестерни и колеса

df1= d1 – 2,5m = 66– 2,5×3 = 58,5 мм,

df2= d2 – 2,5m = 294 – 2,5×3 = 286,5 мм

5) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b2 = yba×aW = 0,315×180 = 56 мм,

b1 = b2 + 5 =56 + 5 = 61 мм

2.3. Проверочный расчет передачи.

2.3.1. Расчет на контактную крепкость

Контактные напряжения:

sH = × = × = 911,69 МПа

Контактная крепкость обеспечена: sH = 911,69 МПа > [sH] = 804,33 МПа, перегрузка составляет 13% что допускается.

2.3.2. Расчет на крепкость при Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность. извиве.

1. Силы в зацеплении:

Окружная сила: Ft1= Ft2= 2×T1×103/d1 = 2×310,33×103/66 = 9404 H

Круговая сила: Fr1 = Fr2 = Ft×tga = 9404×tg20° = 3423 H

2. Коэффициенты формы зуба:

YFS1 = 3,47 + 13,2/Z1 = 3,47 + 13,2/22 = 4,07,

YFS2 = 3,47 + 13,2/Z2 = 3,47 + 13,2/98 = 3,605

3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба: Yb = 1 - b/100 = 1

4. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Ye= 1,0 - для прямозубой передачи.

Напряжения извива для зубьев шестерни и колеса:

sF2 = Ft Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.×KF ×YFS2×Yb×Ye= 9404×1,509·3.605×1×1,0 = 228,38

b2×m 56×4

sF1 = sF2×YFS1/YFS2 = 228,38 ×4,07/3,605 = 257,84 МПа

Крепкость зубьев на извив обеспечена:

sF2 = 228,38 МПа £ [s]F2 = 300 МПа,

sF1 = 257,84 МПа £ [s]F1 = 300 МПа.


raschet-strujnogo-deaeratora.html
raschet-subsidii-pravitelstvo-respubliki-buryatiya-postanovlenie-ot-25-dekabrya-2007-g-n-419-o-respublikanskoj-celevoj.html
raschet-summi-snizheniya-sebestoimosti-produkcii.html