Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
Дипломная работа - Физика
Другие дипломы по предмету Физика
Исходные данные
мощность на ведомом валу: Р3, кВт 5 угловая скорость вращения ведомого вала: ?3, рад/с 3??
1.Кинематический расчёт привода
.1Выбор электродвигателя
Общий КПД привода:
?=?рем??зуб??2пк.
Принимаем следующие значения КПД:
?рем=0,96 - КПД ременной передачи;
?зуб=0,98 - КПД зубчатой передачи;
?пк=0,99 - КПД пары подшипников качения;
?=0,96?0,96?0,992=0,92207808;
Требуемая мощность на валу электродвигателя:
Ртр===5,422534283 кВт.
Частота вращения последнего вала:3 = ?3? = =90 об/мин.
Общее передаточное число привода:
=uрем?uзуб,
где uрем - передаточное число ременной передачи;зуб- передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.
Диапазон рекомендуемых передаточных чисел:min=2?2=4;max=5,6?3=16,8;
диапазон рекомендуемых частот вращения двигателя:двmin=umin?n3=4?90=360 об/мин.двmax=umax?n3=16,8?60=1512 об/мин.
Принимаем во внимание условия выбора электродвигателя:
.Ртр<Рном,
где Рном - номинальная мощность электродвигателя по каталогу;
.Ртр>0,8?Рном;
nдвmin<nc<nдвmax,
где nc - синхронная частота вращения электродвигателя;
3.nc =(2…3)?nдвmin;
Принимаем электродвигатель серии АИР 132М8 с параметрами:
номинальная мощность: Рном=505 кВт;
синхронная частота вращения: nc= 750 об/мин;
коэффициент скольжения: s=4,1%;
коэффициент перегрузки: К= =1,8;
диаметр выходного вала двигателя: d=38 мм.
Проверяем условия выбора электродвигателя:
.5,422534283<5,5( кВт);
.5,422534283 >0,8?5,5=4,4 (кВт);
.360<750<1512 (об/мин) ;
.1000?(2…3)?360=(720…1080) (об/мин);
.2 Определение передаточных чисел привода
механический привод ротор межосевой
Частота вращения двигателя с учётом скольжения ротора:
дв=nc?(1-s)=750?(1-0,041)=719,25 об/мин;
принимаем: nдв=720 об/мин.
Передаточное число привода:
= = =8;
распределяем передаточное число по типам передач:зуб=4;
рем= ==2;
.3 Механические параметры на валах привода
Частота вращения:
вал двигателя №1:1=nдв=720 об/мин;
входной вал редуктора № 2:
2= = =360 об/мин;
выходной вал редуктора № 3:
3== = 90 об/мин.
Угловая скорость, 1/с ?= :
?1= =75,91859468 1/с;
?2= =37,6991118 1/с;
Вращающие моменты на валах, Н?м:
Тдв=Т1=Ртр? = = 71,91859468 Н?м;
Т2=Т1?uрем??рем??пк = 71,91859468 ?2,0?0,96?0,99=139,5508411 Н?м;
Т3=Т2?uзуб??зуб??пк=139,5508411? 4?0.98?0.99=530,5164776 Н?м.
Мощность на валах, кВт:
Р1=Рдв=Ртр=5,422534283 кВт;
Р2=Р1??рем??пк=5,422534283 ?0,96?0,99=5,260942761 кВт;
Р3=Р2??зуб??пк=5,260942761? 0,98?0,99=5 кВт.
Таблица механических параметров привода:
Параметрыn, об/мин?, 1/сТ, Н/мР, кВтВал двигателя №172075,9185946871,918594685,422534283Вал редуктора №236037,6991118139,55084115,260942761Вал редуктора №3909,42477795530,51647765,0
проверка отклонений параметров на валу редуктора №3
?*3=9,42477795 1/с; ?3=9,42477795 1/с
отклонение:
??=100%=?100%=0
==90 об/мин; n3= 90 об/мин;
отклонение:
?n=100%=?100%=0
530,5164776 Н/м; Т3=530,5164776 Н/м;
отклонение:
?Т=100%=?100%=0
Р*3=5кВт; Р3=5кВт
отклонение:
?Р=100%=?100%=0.
2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
.1 Выбор материала и термической обработки
Назначаем для колеса и шестерни сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. Принимаем для шестерни и колеса следующую термическую обработку:
улучшение, твёрдость 235…262НВ.
2.2 Допускаемые контактные напряжения
допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
[?]н=?Hlim?;
?Hlim - предел контактной выносливости, ?Hlim=2HBср+70, МПа;
шестерня: НВср==248,5 НВ;
?Hlim1=2?248,5+70=567 МПа;
колесо: НВср==248,5 НВ;
?Hlim2=2?248,5+70=567 МПа.N - коэффициент долговечности:
= , при условии 1?ZN?ZNmax
гдеHG=30?НВср2,4?12?107 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
шестерня: NHG1=30?248,52,4=16823044,67;
колесо: NHG2=30?248,52,4=16823044,67.HE - число эквивалентных циклов, соответствующее назначенному ресурсу
HE=?H?Nk.
?H - коэффициент эквивалентности, назначаем для привода типовой режим II - средний равновероятностный, тогда ?H =0,25k - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:
k =60?n?Lh;
- частота вращения шестерни или колеса, об/мин;h - суммарное время работы в часах,
h=L?365?Кгод?24?Ксут,
Где L = 5 - число лет работы;
Кгод =0,7 - коэффициент годового использования привода;
Ксут=0,25 - коэффициент суточного использования;h=5?365?0,7?24?0,25=7665 ч.
шестерня:к1=60?360?7665=165564000;HE1=0,25?165564000=41391000;
колесо:к2=60?90?7665=41391000;HE2=0,25?41391000=10347750.
Коэффициент долговечности:
шестерня: т.к. для шестерни NHE1>NHG1 то принимаем: ZN1=1
колесо:N2==1,084367381R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Принимаем: ZR=1 - т.к. для обоих колёс принимаем шлифование и полирование поверхностей зубьев.v - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости
Принимаем: Zv=1, т.к. окружающая скорость неизвестна.H =1,1 - коэффициент запаса прочности.
[?]н1==515,4545455 МПа;
[?]н2==558,9420955 МПа.
Допускаемое напряжение принимаем равным целой части меньшего из допускаемых напряжений шестерни и колеса; принимаем:
[?]н=515 МПа.
.3 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба:
[?]F=
?Flim - предел выносливости при изгибе, ?Flim=1,75?НВср
шестерня: ?Flim1=1,75?248.5=434.875 МПа;
колесо: ?Fl