Уточнення передавальних чисел приводу

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 3Следующая ⇒

Після вибору n визначають загальне передавальне число привода [1, стр. 8]

= 28.85≈29;

Передавальні числа ступенів (Ш - швидкохідна, Т - тихохідна) [1, стр. 8]:

; U_Т = 4.73≈5;

= 6.1≈6.

Визначення частот обертання і обертаючих моментів на валах

Після визначення передавальних чисел ступенів редуктора обчислюють частоти обертання і обертаючі моменти на валах передачі.

Якщо в заданій схемі відсутнє ланцюгова передача на виході, то частота обертання вихідного валу редуктора

n₃ = n_в = 25.2 мин^-1.

Частота обертання проміжного вала редуктора

25.2 ∙ 5 = 126

Частота обертання вхідного вала редуктора

= 119.2 ∙6 = 715,2мин^-1.

Момент на вихідному валу при відсутності ланцюгової передачі

= = 3651.31 (Н∙м);

де η_цил - ККД циліндричної передачі; U_Т - передавальне число тихохідної щаблі.

Обертаючий момент вхідному валу редуктора

= = 752.82 (Н∙м).

де η_цил - ККД циліндричної передачі; U_Т - передавальне число тихохідної щаблі.

Обертаючий момент проміжному валу редуктора

= = 136.7 (Н∙м).

де η_цил - ККД циліндричної передачі; U_ш - передавальне число швидкохідної щаблі.

Зведена таблиця з даними необхідними для розрахунку редуктора:

Обираємо редуктор типу ЦУ2-250, з u_заг=31.5 та T = 5000 Н∙м, що задовольняє наші умови u_заг=29 та Т =

Примітка: розрахункові дані можуть мати похибку до 3% через округлення в розрахунках.

Розрахунок циліндричної передачі першого ступеня

Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс

Матеріал - Сталь 40Х. Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: D_гр = 125 мм, S_гр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRC_э.

Максимальне напруження σ_T = 750 МПа.

Визначення допустимих контактних напруг

Контактні напруги [σ]_H1 для шестерні і [σ]_H2 для колеса визначають:

Для обраної марки Сталі та ТО шестерні

Для обраної марки сталі та ТО колеса

Для вибраної ТО шестерні приймаємо S_H1 = 1.2.

Для вибраної ТО колеса приймаємо S_H2 = 1.2.

Ресурс N_k передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання n, хв^-1, і часу роботи L_h, годину:

У загальному випадку сумарний час L_h (в г) роботи передачі обчислюють:

де L - число років роботи; K_рік - коефіцієнт річного використання передачі;

K_доб - коефіцієнт добового використання передачі.

Згідно з розрахунками приймаємо: Z_N.ш = 1, Z_N.кол = 1

Приймаємо Z_R=0,9.

Приймаємо Z_V =1,05

Для шестерні першої та другої ступені

= 800.1 МПа.

Для колеса першої та другої ступені

Приймаємо мінімальне допустиме напруження [σ]_H = 800.1 МПа.

Визначення напружень вигину

Допустимі напруги вигину зубів шестерні [σ]_F1 і колеса [σ]_F2 визначають:

Приймаємо для шестерні:

[σ]_{Flim 1} = 600 МПа.

Для колеса:

[σ]_{Flim 2} = 600 МПа.

Приймаємо для шестерні (поліпшення і загартування ТВЧ)S_F1 = 1.7.

Для колеса (поліпшення і загартування ТВЧ) S_F2 = 1.7.

Згідно з розрахунками приймаємо: Y_N.ш = 1, Y_N.кол = 1

Коефіцієнт Y_R (враховує вплив шорсткості) приймаємо = 1,1.

Так як в проектованої передачі не буде реверсивного ходу, то Y_A = 1.

Для шестерні:

Для колеса:

Проектний розрахунок

Міжосьова відстань

Поверхнева твердість і шестерні до 480 HB і колеса до 480 HB, тому коефіцієнт K приймаємо рівним 6.

Для швидкохідної передачі

= 119 мм.

Для тихохідної передачі:

Окружну швидкість ν, м / с, обчислюють за формулою:

Для швидкохідної передачі:

ν = 1,33 м / с

Для тихохідної передачі:

ν = 0,3982м / с

При окружних швидкості 1.33м / с (що менше 2 м / с) вибираємо ступінь точності 9.

Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:

K_a = 410 - для косозубих і шевронних, МПа; [σ]_H - в МПа.

Приймаємо ψ_ba = 0,31.

Коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність

Для ступеня точності 9 з твердістю HB> 350 приймаємо:

Для максимальної окружної швидкості 1.3 м/с KHν = 1.09

Для максимальної окружної швидкості 0.39 м / с KHν = 1.03

Для швидкохідної передачі:

Для тихохідної передачі:

Коефіцієнт K_Hβ визначають за формулою:

Коефіціент K_Hα визначають за формулою:

де K_Hw - коефіцієнт, що враховує припрацювання зубів

Для прямозубих передач:

K_Hα = 1 + (1.6 - 1)0.90 = 1.54;

Приймаємо коефіцієнт K_Hβ0 по табл. 6 (схема 3) рівним 1.48.

Для швидкохідної передачі

K_Hβ = 1 + (1.48 - 1) 0.90 = 1.432;

K_H = 1.03 ∙ 1.432 ∙ 1.54 = 2.27.

Для тихохідної передачі: K_Hw треба брати = 0.71, K⁰_Hβ 1.18.

K_Hα = 1 + (1.6 - 1)0.71 = 1.426;

K_Hβ = 1 + (1.18 - 1) 0.71 = 1.1278;

K_H = 1.01 ∙ 1.1278 ∙ 1.426 = 1.62.

Уточнене значення міжосьової відстані для швидкохідної передачі:

a_w = 200 мм

Уточнене значення міжосьової відстані для тихохідної передачі:

a_w = 272 мм;

Приймаймо 280мм.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Организация работы процедурного кабинета

Области применения синхронных машин

Оптимизация по Винеру и Калману