Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

1.Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой

расчёт привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр = Рпв/η‚

где:Рпв–мощность на приводном валу‚Рпв = 6,2 кВт;

η-коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

η =ηзкп*ηзцп*ηоцп*ηм*ηпк³*ηпр,

где:ηзкп- коэффициент полезного действия закрытой конической передачи редуктора,ηзп=(0,96...0,97) табл. 1.1 [3];

ηзцп- коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической передачи редуктора, ηзп=(0,97...0,98) табл. 1.1 [3];

ηоп- коэффициент полезного действия открытой цепной передачи,

ηоп=(0,90...0,95) табл. 1.1 [3];

ηм- коэффициент полезного действия муфты, ηм≈ 0,98табл. 5.4 [4];

ηпк- коэффициент полезного действия пары подшипников качения,

ηпк=(0,99...0,995)табл. 1.2 [3];

ηпр- коэффициент учитывающий потери в опорах приводного вала,ηпр= 0,99.

η =0,97*0,98*0,925*0,98*0,99³*0,99=0,828.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр=6,2/0,828=7,49кВт.

По таблице К9 [1] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном=7,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант

Тип двигателя

Номинальная

мощность

Рном, кВт

Частота вращения об/мин

синхронная

При номинальном режиме

4АМ160S8У3

4АМ132М6У3

4АМ132S4У3

4АМ112М2У3

7,5

750

1000

1500

3000

730

870

1455

2900

Находим общее передаточное число для каждого варианта: u=nном/nпр.

Передаточное число

Варианты

Общее для привода

Редуктора

Цепной передачи

7,45

6,3

1,18

8,88

6,3

1,4

14,85

6,3

2,36

29,59

6,3

4,7

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

а)четвертый вариант (u=29,59;nном=2900об/мин)не рекомендуется для приводов общего назначения, так как двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс;

б) первый вариант (u=7,45; nном=730 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения, так как двигатели с низкими частотами вращения (синхронными 750 об/мин) весьма металлоёмки;

в) второй вариант (u=8,88; nном=870 об/мин) не удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1] (передаточное число цепной передачи должно находится в пределах 2…4);

г)третий вариант (u=14,85; nном=1455 об/мин) удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1] по передаточному числу цепной передачи.

Из рассмотренных четырёх вариантов выбираем третий, так как он лишь один удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1].

Таким образом, выбираем двигатель4АМ132S4У3 (Рном=7,5 кВт;

nном= 1455 об/мин); передаточное число привода u= 14,85, редуктора uред=6,3, цепной передачи uцп= 2,36.

Согласно рекомендациям таблицы 4.1[5] производим расчет передаточных отношений коническо-цилиндрического редуктора.

Цилиндрическая тихоходная передача:

Uтц = 1.1√Uред = 1.1 √6,3 = 2,8

Принимаем по таблице2,3[1] Uтих = 3.15

Коническая быстроходная передача:

Uбк = Uред / Uтц = 6,3 / 3,15 = 2,0

Принимаем Uбк = 2,0

2.2 Кинематический и силовой расчет привода.

Определяем мощности валов привода:

вал двигателя: Рдв=7,5 кВт;

быстроходный вал редуктора: Р1=Рдв*ηм*ηпк,

Р1=7,5*0,98*0,99=7,28 кВт;

промежуточный вал редуктора: Р2= Р1*ηзкп*ηпк,

Р2=7,28*0,97*0,99=6,99 кВт;

тихоходный вал редуктора:Р3=Р2*ηзцп*ηпк,

Р3=6,99*0,98*0,99= 6,78 кВт;

вал рабочего органа: Р4=Р3*ηоцп*ηпк,

Р4= 6,78*0,925*0,99=6,2 кВт;

Определяем частоту вращения валов привода:

вал двигателя: n дв=n ном=1455об/мин;

быстроходный вал редуктора: n1=n дв=n ном=1455об/мин;

промежуточный вал редуктора: n2 = n1/ u зкп,

n2 = 1455 /2 = 727,5об/мин;

тихоходный вал редуктора: n3= n2/ u зцп,

n3= 727,5/3,15=231об/мин;

вал рабочего органа: n4= n3/ u оцп,

n4= 231/2,36= 98об/мин;

Определяем угловые скорости валов привода:

вал двигателя: ωдв= π*nном/30,

ωдв= 3,14*1455/30=152,3рад/сек;

быстроходный вал редуктора: ω1=ωдв = 152,3рад/сек;

промежуточный вал редуктора:ω2 =ω1/uзкп,

ω2 = 152,3/2=76,15рад/сек;

тихоходный вал редуктора:ω3= ω2/ uзцп,

ω3= 76,15/ 3,15=24,2 рад/сек;

вал рабочего органа: ω4= ω3/ uоцп,

ω4= 24,2/2,36=10,2рад/сек.

Определяем вращающие моменты валов привода:

вал двигателя: Tдв= Рдв/ w дв,

Tдв=7,5*10³/ 152,3=49,25 Н/м;

быстроходный вал редуктора:T1= Tдв* ηм*ηпк,

T1= 49,25*0,98*0,99= 47,8 Н*м;

промежуточный вал редуктора: T2= T1*uзкп*ηзкп*ηпк,

T2= 47,8*2*0,97*0,99=91,8 Н*м;

тихоходный вал редуктора: T3= T2*uзцп*ηзцп*ηпк,

T3= 91,8*3,15*0,98*0,99=280,6 Н/м;

вал рабочего органа: T4= T2*uоцп*ηоцп*ηпк,

T4= 280,6*2,36*0,925*0,99= 606,4 Н/м.

Полученные значения сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

Тип двигателя:4АМ132S4У3; Рном= 7,5 кВт; nном= 1455 об/мин

Пара-метр

Передача

Па-ра- метр

Вал

Закр.

кони-

чес-кая

Закр.

цилин-

дричес-кая

Отк-рытая

цеп-ная

Дви-

гате-

ля

Редуктора

При-

вод-ной

Быс-тро-

ход.

Про-

межу-

точн.

Ти-

хо-ход.

Пере-

да-

точ-ное

число u

2,0

3,15

2,36

Расч.

мощн.

Р, кВт

7,5

7,28

6,99

6,78

6,2

Угло-

вая

ско-

рость

ω, 1/с

152,3

76,15

24,2

10,2

КПД,

0,97

0,98

0,925

Час-тота

вращ.

n, об/мин

1455

727,5

231

Вра-ща-

ющий

мо-мент,

Т,Н*м

49,25

47,8

91,8

280,6

606,4

2. Расчёт зубчатых передач редуктора.

2.1.Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

2.1.1. Проектный расчёт.

Для уменьшения габаритов редуктора принимем стали с повышенными механическими характеристиками. По табл. 3.2[1] и 3.3 [3] принимаем для

шестерни сталь 40Х улучшенную с твёрдостью 269…302 НВ,Dпред=125 мм,

Sпред= 80 мм и для колеса сталь 40Х улучшенную с твёрдостью 235…262 НВ,Dпред= 200 мм, Sпред= 125 мм. Разность средних твердостей НВ1ср-НВ2ср =20...50.

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

шестерни: (269+302)/2=285,5 НВ;

колеса: (235+262)/2=248,5НВ.

Определяем ресурс привода:

Lh=365*Lг*Кг*24*Кс,

где:Lг-срок службы привода, Lг= 12 лет;

Кг–коэффициент годового использования,Кг = 0,8;

Кс-коэффициент суточного использования, Кс = 0,6.

Lh=365*12*0,8*24*0,6 =50457,6 часов.

Рабочий ресурс редуктора принимаем Lh= 50 600 часов = 50,6*10³ часов.

Рассчитываем коэффициент долговечности.

Наработка за весь срок службы:

для колеса: N2=573*ω2*Lh,

N2=573*76,15*50,6*10³=2207,9*1000000 циклов,

для шестерни:N1=N2*uзп,

N1=2207,9*1000000*2=4415,8*1000000 циклов.

Число циклов перемены напряжений Nно, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1] интерполированием:

Nно1=22,5*1000000 циклов <N1;Nно2=16,3*1000000 циклов <N2.

При числе циклов нагружения больше базового (N >NHO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1 (стр.51 [1]).

По табл. 3.1[1] определяем допускаемое контактное напряжение[σ]но соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно.

[σ]но= (1,8*НВср+67),

[σ]Н = KHL*[σ]но,

[σ]Н1=(1,8*285,5+67)*1,0=580,9 МПа;

[σ]Н2=(1,8*248,5+67)*1,0=514,3 МПа.

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср-НВ2ср =20…50рассчитывают по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни [σ]Н1и колеса [σ]Н2, т.е. по менее прочным зубьям.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[σ]F= [σ]FO*KFL,

где: KFL- коэффициент долговечности.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N1=4415,8*1000000 циклов,N2=2207,9*1000000 циклов.

Число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости,NFO=4*1000000.

При числе циклов нагружения больше базового (N >NFO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KFL=1 (стр.51 [1]);

По табл.3.1[1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO:

[σ]FO =1,03*НВср.

[σ]F1=1,03*285,5*1,0=294МПа;

[σ]F2=1,03*248,5*1,0=256МПа.

Так как в курсовом задании не указано, то принимаем редуктор реверсивным и [σ]F уменьшаем на 25℅.

[σ]F1=294*0,85= 249,9 МПа;

[σ]F2=256*0,85=217,6МПа.

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2, т.е. по менее прочным зубьям.

Так как в задании по курсовому проекту не уточнён тип зубьев цилиндрической передачи, то принимаем косозубую передачу, что позволит при раздвоенной ступени (представляющих собой разделённый шеврон) равномерно распределить нагрузки между опорами.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

aw≥Ка*(u+1)³√ T2*10³/([σ]²Н*u²*ψba)*Кнβ′,

где: Ка - вспомогательный коэффициент.

Для косозубых передач Ка=43 (стр.58 [1]);

ψba=b2/aw- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,4-для косозубых колёс стр.27[3].

u-передаточное число редуктора;

T2-вращающий момент на тихоходном валу редуктора. Так как крутящий момент передаётся параллельно двумя потоками, то величину момента делим на половину;

[σ]Н- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

Кнβ- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьевКнβ =1,0.

aw≥43*(3,15+1)³√280,6*10³/(2*514,3²*3,15²*0,4)*1′=91,2 мм.

Для установки конического колеса с необходимым зазором между ним и ступенью тихоходного вала принимаем aw= 125 мм.

Определяем модуль зацепления:

m≥2*Кm*T2*10³/(d2*b2*[σ]F2).

В данной формуле кроме указанного выше момента принимаем для раздвоенной передачи половину из полученной ширины венца колеса.

Здесь: Кm- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Кm=5,8 (стр.59 [1]);

d2=2*aw*u/(u+1)=2*125*3,15/(3,15+1)=189,75мм- делительный диаметр колеса;

b2=ψba*aw =0,4*125=50мм- ширина венца колеса.

m≥2*5,8*280,6*10³/(2*189,75*25*217,6)≥ 1,58 мм

Принимаем m=2 мм.

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β=8…16º, но из-за роста осевых сил в зацеплении желательно получить его меньшее значение.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=8º.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z∑=Z1+Z2=2*aw*cosβmin / m,

Z∑= 2*125*cos8º/2=123,8.

Принимаем Z∑=123.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

β= arccos Z∑*m/(2*aw),

β= arccos123*2/(2*125)=10,26309˚≈10˚16′.

Определяем число зубьев шестерни:

Z1=Z∑/(1+u),

Z1=123/(1+3,15)=29,6.

Принимаем Z1=30.

Определяем число зубьев колеса:

Z2= Z∑-Z1=123-30=93.

Определяем фактическое передаточное число:

uф= Z2/Z1,

uф=93/30=3,1.

Проверяем отклонение ∆u от заданного u:

∆u= [uф-u]/ u*100%≤ 4%,

∆u= [3,1-3,15]/ 3,15*100% =1,6%≤ 4%.

Условие выполняется.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

аw=(Z1+Z2)*m/(2*cosβ),

аw=(30+93)*2/(2*cos10,26309˚)= 125 мм.

Определяем геометрические параметры передачи:

делительные диаметры:

d= m *Z/ cosβ,

шестерня: d1=2*30/cos10,26309˚=61 мм;

колесо: d2=2*93/cos10,26309˚=189 мм;

диаметры вершин зубьев

da= d+2*m,

шестерня: dа1=61+2*2=65 мм;

колесо: dа2=189+2*2=193 мм;

диаметры впадин зубьев

df= d-2,4*m

шестерня: df1=61-2,4*2=56,2 мм;

колесо: df2=189-2,4*2=184,2 мм;

ширина венца:

колесо: b2/2=ψba*аw=0,4*125/2=25мм,

принимаем b2/2=24 мм;

шестерня: b1= b2+(2…4)=24+4=28 мм.

2.1,2 Проверочный расчёт.

Проверяем межосевое расстояние:

аw=(d1+d2)/2=(61+189)/2=125 мм.

Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:

Dзаг≤ Dпред;Sзаг≤ Sпред.

Диаметр заготовки шестерни:

Dзаг=dа1+6 мм=65+6=71 мм ≤Dпред= 125 мм.

Размер заготовки колеса:

Sзаг=b2+4 мм=24+4=28мм ≤Sпред= 125 мм.

Условия выполняются.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

υ= ω2*d2/(2*10³),

υ=24,2*189/(2*10³)=2,3м/с.

При такой скорости следует принимать 9-ю степень точноститабл.4.2[1].

Проверяем контактные напряжения:

σН2=К*√Ft*(uф+1)/(d2*b2)*Кнα*Кнβ*Кнυ′≤[σ]Н2.

В данной формуле принимаем для раздвоенной передачи половину из полученной ширины венца колеса.

Здесь: К –вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376

стр. 61[1];

Ft = 2*T2*10³/d2=2*280,6*10³/(2*189)=1484,7 Н -окружная сила взацеплении.

При определении окружной силы при расчетах, так как момент передаётся параллельно двумя потоками, используем значение половины момента;

Кнα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёсКнα=1,12 рис. 4.2[1];

Кнυ-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёси степени точности передачи. Приυ= 2,3 м/си 9-й степени точности по табл.4.3 [1] интерполированием принимаемКнυ=1,033;

σН2=376*√1484,7*(3,1+1)/(189*24)*1,13*1*1,033′=470,6 МПа ≤[σ]Н2= 514,3МПа.

Проверяем на допустимую недогрузку передачи:

∆σН=[[σ]Н2-σН2]/ [σ]Н2*100% ≤10%

∆σН=[514,3-470,6]/ 514,3*100%= 4,5% ±5%.

Условие выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

σF2=YF2*Yβ* Ft/(b2*m) *КFα*КFβ*КFυ≤[σ]F2,

σF1= σF2* YF1/ YF2≤[σ]F1.

В данной формуле принимаем для раздвоенной передачи половину из полученной ширины венца колеса.

Здесь:КFα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс при 9-й степени точности КFα=1,0 табл.4.2[1];

КFβ-коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих колёс КFβ=1,0;

КFυ- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи. Приυ= 2,3 м/си 9-й степени точности по табл.4.3 [1] принимаемКFύ=1,08;

YF1и YF2-коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По табл.4.4[1], при Zυ1=Z1/ cos β³=30/cos10,26309°³=30,5 и

Zυ2=Z2/ cosβ³=93/cos10,26309°³=94,5.

Принимаем YF1 = 3,8, YF2= 3,6;

Yβ=1-β°/140°-коэффициент,учитывающий наклон зуба.

Yβ=1-10,26309°/140°=0,927.

σF2=3,6*0,927* 1484,7/(24*2) *1* 1* 1,08 =111,5МПа≤ [σ]F2=217,6МПа,

σF1= 111,5* 3,8/ 3,6= 117,8МПа ≤ [σ]F1=249,9МПа.

Условия выполняются.

Результаты расчетов сводим в табл.2.1.

2.2.Расчёт закрытой конической зубчатой передачи.

2.2.1. Проектный расчёт.

Материалы шестерни и колеса принимаем те же, что и для цилиндрической передачи, поэтому [σ]Н2=514,3 МПа, [σ]F2=217,6МПа,[σ]F1=249,9МПа.

Так как в задании по курсовому проекту не уточнён тип зубьев в конической передачи, то принимаем прямозубую передачу.

Определяем внешний делительный диаметр колеса:

dе2 ≥ 165*³√ u*T2*10³/(ςн*[σ]²Н)*Кнβ′,

где:Кнβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьямиКнβ= 1;

ςн-коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёсςн=1.

dе2 ≥ 165*³√ 2*91,8*10³/(1*514,3²)*1 ′= 146 мм.

Принимаем dе2= 150 мм.

Определяем углы делительных конусов шестерни δ1 и колесаδ2:

δ2= arctgu,

δ1=90°- δ2.

δ2= arctg 2=63,43495° =63°26′06′′,

δ1=90°- 63°26′06′′=26,56505°= 26°33′54′′.

Определяем внешнее конусное расстояние:

Rе =dе2/(2*sinδ2),

Rе = 150/(2*sin 63,43495°) = 83,85 мм.

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

b = ψR*Rе,

где:ψR = 0,285-коэффициент ширины венца.

b = 0,285*83,85= 23,9 мм.

Принимаем b = 24 мм.

Определяем внешний окружной модуль:

mе = 14*T2*10³/(ςF *dе2*b* [σ] F)*КFβ,

где:ςF - коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёсςF=0,85;

КFβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямымизубьямиКFβ= 1.

mе = 14*91,8*10³/(0,85*150*24* 217,6)*1=1,93 мм.

Определяем число зубьев колеса и шестерни:

Z2=dе2/mе,

Z2= 150/1,93= 77,7.

Принимаем Z2= 78.

Z1=Z2/u,

Z1= 78/2=39.

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

uф =Z2/Z1,

uф = 78/39=2.

Δu= [ uф- u]/u*100% ≤ 4%,

Δu= [ 2 - 2] /2*100% = 0%.

Так как Δu= 0%, то определение действительныхуглов делительных конусов шестерни δ1 и колесаδ2 не производим.

Для конических передач с разностью средних твёрдостей шестерни и колеса

НВ1ср -НВ2ср ≤ 100 по табл. 4.6 [1] выбираем коэффициент смещения инструмента хе1= 0,2 и соответственно хе2 = -хе1 = -0,2.

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса:

dе1=mе*Z1,

dе1=1,93*39= 75,3 мм;

dе2=mе*Z2,

dе2=1,93*78= 150,5 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

dае1=dе1+2*(1+хе1)*mе*cosδ1,

dае1=75,27+2*(1+0,2)*1,93*cos26,56505°= 79,4 мм;

dае2=dе2+2*(1-хе1)*mе*cosδ2,

dае2=150,54+2*(1-0,2)*1,93*cos63,43495°= 151,9 мм.

Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

dfе1=dе1-2*(1,2-хе1)*mе*cosδ1,

dfе1=75,27-2*(1,2-0,2)*1,93*cos26,56505° = 71,8 мм;

dfе2=dе2-2*(1,2+хе1)*mе*cosδ2,

dfе2=150,54-2*(1,2+0,2)*1,93*cos63,43495° = 148,1 мм.

Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса:

d1= Z1*mе*(Rе-0,5*b)/Rе,

d1=39*1,93*(83,85-0,5*24)/83,85=64,5 мм;

d2=d1*u,

d2=64,5*2=129мм.

Определяем средний окружной модуль:

m =d1/ Z1,

m =64,5/39= 1,65 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

Ψвd=b/d1,

Ψвd= 24/64,5=0,372.

2.2.2.Проверочный расчёт.

Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:

Dзаг ≤ Dпред; Sзаг ≤ Sпред.

Диаметр заготовки шестерни:

Dза г = dае1+6 мм=79,41+6=85,41 мм ≤ Dпред= 125 мм.

Размер заготовки колеса:

Sзаг=8*mе =8*1,93=15,44мм ≤ Sпред= 125 мм.

Условия выполняются.

Проверяем контактные напряжения:

σН2=470*√Ft*√ (uф²+1)′/(ςн*dе2*b2)*Кнα*Кнβ*Кнυ′≤[σ]Н2,

где:Ft=2*T2*10³/d2=2*91,8*10³/129=1423,3 Н -окружная сила взацеплении;

Кнα=1-коэффициент,учитывающий распределение нагрузки междузубьями прямозубых колёс;

Кнυ–коэффициент динамической нагрузки. В зависимости от окружной скорости колёс υ= ω2*d2/(2*10³) =76,15*129/(2*10³) =4,9м/с. и степени точности передачи (табл. 4.2 [1] 7-я степень точности) по табл. 4.3 [1] определяем интерполированиемКнυ= 1,17.

σН2=470*√1423,3*√ (2²+1)′/(1*150,54*24)*1*1*1,17′=477,1МПа≤[σ]Н2= 514,3 МПа.

Проверяем на допустимую недогрузку передачи:

∆σН=[[σ]Н2-σН2]/ [σ]Н2*100% ≤10%

∆σН=[514,3-477,1]/ 514,3*100%= 7,23% ± 5%.

Условие выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

σF2=YF2*Yβ* Ft/(ςF*b2*mе) *КFα*КFβ*КFυ≤[σ]F2,

σF1= σF2* YF1/ YF2≤[σ]F1,

где:КFα=1,0- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс;

КFυ-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи,по табл. 4.3 [1] определяем интерполированием КFυ= 1,41;

Yβ=1-коэффициент учитывающий наклон зуба;

YF1и YF2-коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По табл.4.7 [1], при Zυ1=Z1/ cosδ1=39/cos 26,56505°=43,6 и

Zυ2=Z2/ cosδ2=78/cos 63,43495°=174,4.

ПринимаемYF1 = 3,58, YF2= 3,62;

σF2=3,62*1*1423,3/( 0,85*24* 1,93) *1* 1*1,41=184,5МПа≤ [σ]F2=217,6МПа,

σF1= 184,5* 3,58/ 3,62= 182,5МПа ≤ [σ]F1=249,9 МПа.

Условия выполняются.

Результаты расчетов сводим в табл. 2.2.

Таблица 2.1.Параметры закрытой цилиндрической передачи.

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние аw,

мм

125

Угол наклона зубьев

10,26309˚

Модуль зацепления m, мм

2,0

Диаметр делительной окружности, мм:

шестерни d1,

колеса d2

61,0

189,0

Ширина зубчатого венца, мм:

шестерни b1/2,

колеса b2/2

Диаметр окружности вершин, мм:

шестерни dа1,

колеса dа2

65,0

193,0

Число зубьев:

шестерни Z1,

колеса Z2

Диаметр окружности впадин, мм:

шестерни df1,

колеса df2

56,2

184,2

Вид зубьев

косозубые

Проверочный расчёт

Параметр		Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактное напряжение σН2, МПа.		514,3	470,6	8,5%
Напряжение изгиба, Мпа	σF1	249,9	117,8
	σF2	217,6	111,5

Таблица 2.2. Параметры закрытой конической передачи.

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расстояние Rе

83,85

Внешний делительный диаметр, мм:

шестерни dе1,

колеса dе2

75,3

150,5

Внешний окружной модуль mе, мм

1,93

Внешний диаметр окружности вершин, мм:

шестерни dае1,

колеса dае2

79,4

151,9

Ширина зубчатого венца b, мм

Внешний диаметр окружности впадин, мм:

шестерни dfе1,

колеса dfе2

71,8

148,1

Число зубьев:

шестерни Z1,

колеса Z2

Вид зубьев

прямозу-

бые

Средний делительный диаметр, мм:

шестерни d1,

колеса d2

64,5

129

Угол делительного конуса:

шестерни δ1,

колеса δ2

26,56505° 63,43495°

Проверочный расчёт

Параметр		Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактное напряжение σН2, МПа.		514,3	477,1	7,23%
Напряжение изгиба, Мпа	σF1	249,9	184,5
	σF2	217,6	182,5

3.Расчет цепной передачи

3.1. Проектный расчёт.

Определяем шаг цепи:

р= 2,8*³√Т1*10³*Кэ/(v*z1*[рц])',

где: Кэ- коэффициент эксплуатации который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (табл.5.7 [1] ).Так как в задании по курсовому проекту не уточнённы параметры эксплуатации привода, то принимаем следующее:

Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода 📙 Курсовая → 🆔 58623