UdalcovKONSTR
.pdf
i2= 30.51 = 6.102 5
Определяем частоты вращения на валах;
n1=2898 об/мин
n2=n1/i1= 2898/5 = 579.6 об/мин
n3=95 об/мин
Определяем угловые скорости на валах , ω с-1;
w = π * n / 30
ω1=303.324 c-1
ω2=60.6648 c-1
ω3=9.94 c-1
Определяем мощность на валах, Р КВт;
P1=5KBт
P2=P1*η1*η3 = 0,98*0,99 = 4.851 KBт
P3=4.6 KBт
Определяем вращающиеся моменты на валах, T Н*м;
T=P*103/ω
T1=16.48н*м
T2=79.96 н*м
31
T3=462.78 н*м
1
2
3
4
Рисунок 3.4 - Кинематическая схема приводной станции.
1- Электродвигатель; 2- муфта; 3- цилиндрический редуктор; 4- цепная передача.
3.3 Примеры расчетов механических передач привода
3.3.1Пример расчета открытой конической передачи
Исходные данные для расчета:
Крутящий момент на шестерне Т1 = 1414,7 Н*м (значение берем из кинематического расчета)
Крутящий момент на колесе Т2 = 3932,6 Н*м (значение берем из кинематического расчета)
Передаточное число u=2.9(значение берем из кинематического расчета)
Угловая скорость вала шестерни ω1=25,8 с-1 (значение берем из кинематического расчета)
32
Угловая скорость вала колеса ω2=8,9 с-1 (значение берем из кинематического расчета)
1.Материал для шестерни и колеса: Сталь 40Х, термообработка – улучшение, средняя твердость: для шестерни НВ1=240, для колеса НВ2=210.
2.Модуль mm , мм; из условия прочности зубьев на изгиб
m = 1.43 |
T1 |
|
|
|
|
|
|
* K |
|
*Y |
|
, |
|
|
|
|
|||
0.85z 2 *ψ |
|
|
|
|
|
Fβ |
|
|
|
|
|
||||||||
m |
|
bd |
*σ |
FP |
|
F |
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Где Т1 – крутящий момент на валу шестерни, Н*м; |
|
|
|||||||||||||||||
Z1 – число зубьев шестерни, принимаем Z1 = 20; |
|
|
|||||||||||||||||
ψ bd - |
коэффициент |
|
ширины |
венца, |
принимаем |
ψ bd =0,35 |
(консольное |
||||||||||||
расположение шестерни по отношению к опорам); |
|
|
|||||||||||||||||
[σ F ]- допустимое напряжение на изгиб, МПа; |
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
[σ |
|
] = |
σ F lim b |
* K |
|
* K |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
F |
|
FL |
FC |
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
S F |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
где [σ F ] |
- допускаемое напряжение на изгиб, МПа; |
|
||||||||||||||||
|
|
σ F lim b - |
|
|
предел |
|
|
выносливости |
зубьев |
на изгиб, |
|||||||||
σ F lim b =1,8НВ,МПа;
SF – коэффициент безопасности, SF =2,0;
КFL- коэффициент долговечности, КFL=1;
КFС- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, КFС=0,75.
33
[σ |
|
] = |
1.8 * 240 |
|
*1* 0.75 = 162 |
МПа для шестерни |
|
F 1 |
|
|
|
||||
|
2 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|||
[σ |
|
] = |
1.8 * 210 |
*1* 0.75 = 142 |
МПа для колеса |
||
F 2 |
|
||||||
|
2 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|||
КFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем в зависимости от ψ bd =0,35; КFβ =1,32;
YF- коэффициент формы зуба, |
принимают в зависимости от |
|||||
эквивалентного числа зубьев, Z v |
= |
|
Z |
; |
||
|
|
|||||
cosδ |
||||||
|
|
|
|
|||
Z – число зубьев, |
Z1=20; |
|
|
|
|
|
Z2=Z1*u=20*2.9=58
δ – угол делительного конуса
δ1 = arctg |
ω2 |
= arctg |
8.9 |
= 190 |
δ 2 = arctg |
ω1 |
= arctg |
25.8 |
= 710 |
|||||||||
ω1 |
|
ω2 |
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
25.8 |
|
|
|
|
|
8.9 |
|
|||||||
Z v1 = |
20 |
|
= 21 |
|
|
|
|
Z v2 = |
58 |
|
= 178 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
cos19 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
cos 71 |
|
|
|
|
||||
YF1= 4,03 |
|
|
|
|
|
|
|
YF2=3,6 |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
1414.7 *103 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
m |
m |
= 1.4 * 3 |
|
|
|
*1.32 * 4.03 = 10.1мм |
||||||||
|
|
|
|
|
|
2 * 0.35 *162 |
||||||||||||
|
|
|
|
|
0,85 * 20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
34
3. Геометрические параметры зубчатых колес
Средние делительные диаметры d m , мм;
dm = mm * z
d m1 = 10.1* 20 = 202 мм |
d m 2 = 10.1* 58 = 585.8 мм |
Ширина венца |
b мм; |
b= ψ bd * d m1
b= 0.35 * 202 = 70.7 мм
Внешний модуль (производственный) me ,мм;
m = m |
|
+ |
b sin δ1 |
, |
|
|||
m |
|
|
||||||
|
e |
|
|
|
z1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
m |
|
= 10.1 + |
70.7 sin 19 |
= 11.25 мм |
||||
e |
|
|||||||
|
|
|
20 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|||
принимаем стандартное значение me =11 мм
Уточняем средний модуль m1m , мм;
m1m = me − b sin δ1 , z1
35
m1 |
= 11 − |
70.7 sin 19 |
= 9.85 мм |
|
|||
m |
20 |
|
|
|
|
||
Фактический средний делительный диаметр d 1 m 1 мм;
d 1 m 1 = m 1 m * z1 ,
d 1 m 1 = 9.85 * 20 = 197 мм
Внешние делительные диаметры de мм;
d e = me * z
d e1 |
= 11* 20 = 220 мм |
|
d e2 |
= 11* 58 = 638 |
мм |
Внешние диаметры вершин d ae , мм; |
|
|
|
||
|
d ae = d e + 2me * cosδ |
|
|
|
|
d ae1 |
= 220 + 2 *11* cos19 = 240.8 мм |
d ae2 |
= 638 + 2 *11* cos 71 |
= 645.16 мм |
|
Внешние диаметры впадин зубьев |
d fe |
, мм; |
|
|
|
|
d fe = d e − 2.4me * cosδ |
|
|
|
|
d fe1 |
= 220 − 2.4 *11* cos19 = 199.2 мм |
|
d fe 2 |
= 645.16 − 2.4 *11* cos 71 = 638 мм |
|
36
Внешнее конусное расстояние Re мм;
Re |
= |
d e1 |
, |
|
|
|
2sin δ1 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
||
Re |
= |
220 |
|
= 337.87 |
, мм |
|
|
|
|||||
2 * sin 19 |
||||||
|
|
|
|
|||
Угол головки зуба θ a ,град;
θ a |
= arctg |
me |
|
|
|
||||
|
Re |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
||||
θ |
|
= arctg |
11 |
|
|
= 1.86 |
0 |
||
|
|
|
|
|
|
||||
a |
337.87 |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
||||
Угол ножки зуба θ f |
, град; |
|
|
|
|
|
|
|
|
θ f |
= arctg |
1.2me |
|
|
|||||
|
Re |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
||||
θ |
|
= arctg |
1.2 *11 |
= 2.240 |
|||||
f |
|
||||||||
|
|
337.87 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|||||
Угол конусов вершин (угол обточки)
δa1 = δ1 + θ a = 19 + 1.86 = 20.86
δa 2 = δ 2 + θ a = 71 + 1.86 = 72.86
37
4.Окружная скорость колес, V м/с
V = ω1 d m1 ,
2
V = 25.8 * |
202 |
= 2.6 м/с |
|
||
2 *103 |
5. Назначают степень точности передачи в зависимости от скорости
Таблица 3 - Степень точности передачи (по нормам плавности)
Окружная скорость Vmax, м/с |
|
9 |
6 |
4 |
2,5 |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Степень точности |
|
|
6-я |
7-я |
8-я |
9-я |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Назначаем 9-ю степень точности |
|
|
|
|
|||||||
6. |
Силы в зацеплении, |
|
|
|
|
|
|
||||
а) окружная сила на шестерне (колесе) |
Ft1 = Ft 2 , Н |
|
|
||||||||
|
F |
= F |
= |
2 *T1 |
, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
t1 |
t 2 |
|
d m1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
F |
= F |
= |
2 *1414.7 *103 |
= 14007 Н |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|||||||
|
t1 |
t 2 |
202 |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
б) радиальная сила на шестерне (осевая на колесе) Fr1 = Fa 2 , Н
Fr1 = Fa 2 = Ft * tgα w * cosδ1 ,
38
Fr1 = Fa 2 = 14007 * tg 20 * cos19 = 4820 Н
в) осевая сила на шестерне (радиальная на колесе) Fa1 = Fr 2
Fa1 = Fr 2 = Ft * tgα w * sin δ1 ,
Fa1 = Fr 2 = 14007 * tg 20 * sin 19 = 1660 Н
7.Напряжение на изгиб у основания зуба, σ F МПа;
σ F = |
Ft |
* K Fβ |
* K FV |
*YF |
≤ [σ F ] |
|
0.85 * b * mm |
||||||
|
|
|
|
|
||
Где |
КFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по |
|||||
ширине венца, КFβ - 1,1;
КFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
|
|
|
КFV |
= 1,4 |
||
σ F 1 |
= |
14007 |
|
*1.1*1.4 * 4.03 = 156.8 ≤ 162 |
||
|
|
|
||||
0.85 * 70.7 * 9.85 |
|
|||||
|
|
|
|
|||
σ F 2 |
= |
14007 |
|
*1.1*1.4 * 3.6 = 131.2 ≤ 142 |
||
|
|
|
||||
0.85 * 70.7 * 9.85 |
||||||
|
|
|
||||
Условие прочности соблюдается
39
3.3.2 Пример расчета открытой цилиндрической передачи
Исходные данные для расчета:
Крутящий момент на валу шестерни Т2 =539,88 Н*м; (значение берем из кинематического расчета)
Крутящий момент на валу колеса Т3 =1175,6 Н*м; (значение берем из кинематического расчета)
Передаточное число uзуб = 2,38(значение берем из кинематического расчета)
Угловая скорость на валу шестерни ω2=32,4 с-1(значение берем из кинематического расчета)
Угловая скорость на валу колеса ω3=13,61 с-1(значение берем из кинематического расчета)
1.Материал для шестерни и колеса: Сталь 45, термообработка – улучшение, средняя твердость: для шестерни НВ1=210, для колеса НВ2=190.
2.Модуль из условия прочности зубьев на изгиб, m , мм ;
m = 1.43 |
|
T2 |
|
|
* K Fβ *YF |
|
z 2 |
*ψ |
|
*σ |
|
||
|
bd |
F1 |
||||
3 |
|
|
||||
Где Т2 |
– крутящий момент на валу шестерни, Н*м; |
Z3 |
– число зубьев шестерни, принимаем Z3 = 20; |
ψ bd -коэффициент ширины венца, принимаем ψ bd =0,35 (несимметричное расположение шестерни по отношению к опорам);
[σ F ]- допустимое напряжение на изгиб, МПа;
40