Угловая скорость быстроходного вала редуктора

Угловую скорость каждого вала определяем по формуле

2. Угловую скорость каждого вала определяем по формуле

, с -1 (1.5)

где n –число оборотов на соответственном валу, об/мин.

Угловая скорость на I валу равна

с -1

Угловая скорость на II валу равна

с -1

Угловая скорость на III валу равна

с -1

Угловая скорость на IV валу равна

с -1

3. Крутящий момент на валах определяем по формуле

, Н·м (1.6)

где Р – мощность соответствующего вала, кВт

ω- угловая скорость соответствующего вала, с -1 .

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на I валу равен

Н·м

Крутящий момент на II валу равен

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на III валу равен

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на IV валу равен

, Н·м

Н·м

Все расчеты для удобства записываем в сводную таблицу

Таблица 1.1. – силовые и скоростные параметры привода

Р в приводе уменьшилось не значительно из-за потерь в подшипниках. Число оборотов и угловая скорость в приводе сильно уменьшились из-за больших передаточных отношений.

2 Расчет конической передачи 2.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

2.2 Расчетная схема

Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес конической передачи

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 2.1 — силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

2.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач — поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления конических зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

Читайте также: Мотор с редуктором для цепного подъемника

колесо—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53;

шестерня—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53.

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]_н2 и [σ]_F₂ и шестерни [σ]_н1 и [σ]_F₁ по формулам (с.10 [2])

[σ]_н=·[σ]_н0 ; [σ]_F=·[σ]_F0

где — коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1 (с.11 [2])

— коэффициент долговечности при расчете по изгибу , так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1 (с.11 [2]).

Определяем среднюю твердость зубьев колес НRC_ср=0,5(48+53)=50,5 Мпа

По таблице 2.2 [2] находим формулу для определения допускаемого контактного напряжения

2.6 Проектный расчет передачи 1. Определяем внешний делительный диаметр окружности колеса по формуле (с. 19 [2]) :

где — коэффициент вида конических колес, (с. 20 [2]) ;

— передаточное число быстроходной передачи;

Т₂ — вращающий момент на 1 промежуточном валу, Н·м;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1,45 (таблица 2.3 [2]);

— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм 2 .

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного значения .

Определяем угловую скорость валов привода

2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода

w_ном = p*n_ном / 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)

n_ном-номинальная частота вращения двигателя

U_оп — передаточное число открытой передачи

w₁ — угловая скорость быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0

w₂ — угловая скорость тихоходного вала.

2.2.3 Определяем вращающий момент валов привода:

P_дв — мощность на валу двигателя

w_ном — номинальная угловая скорость

Т_дв — вращающий момент двигателя

_пк — КПД подшипников качения

h_оп — КПД открытой передачи

Т₁ — вращающий момент быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи

h_зп — КПД закрытой передачи

h_п_к — КПД подшипников качения

Т₂ — вращающий момент тихоходного вала

h_пс — КПД подшипников скольжения

2.2.4 Определяем частоту вращения валов привода:

n_ном — номинальная частота вращения двигателя

n₁ — частота вращения быстроходного вала

Читайте также: Чем смазывается редуктор мотокультиватора

n_ном — номинальная частота вращения двигателя

U_оп — передаточное число открытой передачи

n₁ — частоту вращения быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи

n₂ — частота вращения тихоходного вала.

2.2.5 Составляем табличный ответ решения задачи:

Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка — улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

(HB)

3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

w₁ и w₂ — угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с -1

L_n — рабочий ресурс двигателя, час

3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

N_{но2 =} 16,29*10 6 (млн. циклов)

N_но-число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

N_но — число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N — число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:

(Н/мм 2 )

3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм 2 , т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

Где N_FO₁, N_FO₂ — число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10 6 циклов

N₁, N₂ — число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода

3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

3.1.9 Примем значения[у]_F₁ и [у]_F₂ на 25% меньше расчётного:

(Н/мм 2 )

Принимаем _F = 191,966 (Н/мм 2 ), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.

3.12 Составляем табличный ответ расчета:

4. Расчет зубчатой передачи

4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:

(мм)

K_a — вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43

U_ЗП — передаточное число закрытой передачи, равное 5,0

Т₂ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

y_а — коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315

[s]_н — допускаемое контактное напряжение, H/мм 2

K_н_b — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1

Принимаем: (мм)

4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:

(мм)

a_w = 102(мм) — межосевое расстояние передачи

U_ЗП = 5,0 — передаточное число передачи

4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b₂ = ш_a* a_w = 0,315*102 = 32,13(мм) где

ш_a= 0,315 — коэффициент ширины венца колеса

a_w = 102(мм) — межосевое расстояние передачи

4.1.4 Определяем модуль зацепления:

(мм)

K_m— вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8

Т₂ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(зубьев)

a_w — межосевое расстояние передачи, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

b_min — угол наклона зубьев

4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:

(зубьев)

4.1.9 Определяем число зубьев колеса:

(зубьев)

4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:

4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

(мм)

4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:

а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

Z₁ — число зубьев шестерни

б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

d₁ — делительный диаметр шестерни, мм

d₂ — делительный диаметр колеса, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

d₁ — делительный диаметр шестерни, мм

d₂ — делительный диаметр колеса, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:

a_w — межосевое расстояние передачи, мм

y_а — коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315

Свежие записи
- Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
- Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
- Какие моторы бывают у стиральных машин
- Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
- Как снять стопорную шайбу с вала
- Правообладателям
- Политика конфиденциальности
Механика © 2023
Информация, опубликованная на сайте, носит исключительно ознакомительный характер

источники:
https://evakuatorinfo.ru/uglovaya-skorost-bystrohodnogo-vala-reduktora