Навигация
Определение силовых и кинематических параметров привода
18561
знак
4
таблицы
6
изображений
1. Определение силовых и кинематических параметров привода
Мощность на валу рабочего органа P=2FeV/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления
Fe=Fmax-Ke, где Ke – коэффициент эквивалентной нагрузки
Fe=Kt∙Ke=18∙0,82=14,76 kH
P=2∙14,76∙103/60∙1000=5,9 кВт
КПД привода: n=n1∙n2∙n3∙n42, где
n1 – КПД муфты=0,99
n2
n3 – КПД цилиндрической передачи=0,97
n4 – КПД пыра подшипников=0,99
n=0,99∙0,8∙0,97∙0,99=0,475
Mощность двигателя Pдв=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт
Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ
Мощность двигателя Pдв=11 кВт
Частота вращения пд=1455 мин-1
Передаточное число привода: и=пу/пвых
где: пвых=V/ПД=12/3,14∙0,28=13,64 мин-1
и=1455/13,64=105,7
Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и1=и2=и
Передаточное число быстроходной передачи
Иб=и/ит=106,7/4=26,6
Принимаем и1=4в=2S
Крутящий момент на валу двигателя
Т1=9550 ∙ Рчв/пчв=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм
Моменты на последующих валах
Т2=Т1∙и1∙п1∙п2∙пи=72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм
Т3=Т2∙и2∙п3∙п4=1415∙0,99∙4∙5434 Нм
Частота вращения валов
n2= n1/ и1=1455/25=58,2 мин-1
n3= n2/ и2=58,2/4=14,9 мин-1
2 Выбор материала червячной пары
2.1 Скорость скольжения в зоне контакта
По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР10 Ф
Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа
2.2 Допускаемые напряжения
Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту
N He2=60∙ п2 lh Σkm1;3∙t=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15)=2.29∙107 по изгибу
N Fe2=60∙ п2 ch: Σ4m19∙t1=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,89∙0,65+0,459∙15)=12∙107
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям
Допускаемое контактное напряжение
δHP2=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа
Предельное допускаемое контактное напряжение
(δHP2)max=4δT2=4∙200=800 мПа
Предельное допускаемое контактное напряжение
(δHP2)max=δFpH2=0,8δr2=0,8∙200=160 мПа
Допускаемое напряжение изгиба
δHP2=0/6 δb2∙RFl=0,16∙275∙0,76=33,4 мПа
2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка
Z=2
3 Расчет червячной передачи
3.1 Число зубьев червячного валика
Z2=Z1∙u=2∙25=50
3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка
д1=0,25∙ Z2=0,27∙50=12,5
Отношение среднего по времени момента к рабочему:
mp=Σk1m:t1=0,2+0,8∙0,65∙0,45∙0,15=0,787
3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5
Q=121
3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
KHB=1+(Z2/Q)3(1-mp)=1+(50/121)3∙(1-0,787)=1,015
Коэффициент динамичности KHХ=1,1
3.5 Межосевое расстояние
Принимаем dw=200мн
3.6 Предварительное значение модуля:
m=2aw/g+Z2=2∙200/12,5∙50>6,4 мм
Принимаем m=6.3
3.7 Коэффициент диаметра червяка
g=2aw/m-Z2=2∙200/6,3-50=13,5
Принимаем g=12,5
3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:
x=2aw/m-Z2+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496
3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса
,
где Ev – приведенный модуль упругости=1,26
мПа<GHP=222мПа
3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба
мПа<(GHP2)max2=800 мПа
3.11 Угол подъема вышки червяка
3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса
7V2=72/cosγ=50/cos39,09=51,9
3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса
YF2=1,44
3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности
KEP=KHP2 1,015 KFV=KV=1.1
3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса
GFH2=1500T2∙YT2∙KFP∙Kkp∙cosα/22∙g∙m3=20,5<GFP2=33,4 мПа
3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба
GFH2=β=Gf2=1,8∙20,5=36,9 мПа= GFH2=160 мПа
4 Расчет геометрии червячной передачи
4.1 Длительные диаметры
d1=mφ=6,3∙12,5=78,75 мм
d2=mz2=6,3∙50=315 мм
4.2 Диаметры вершин
da1=d1+2ha∙m=78,75+2∙6,3=91,35 мм
da2=d2+2(ha+x) ∙m=315+2∙(1+0,496) ∙6,3=333,8 мм
4.3 Наибольший диаметр червячного колеса
dam2=da2+bm/2+2=333,8+6,3∙6/2+4=343,25 мм
Принимаем da2=344мм
4.4 Высота витка червяка
h1=h∙m=2,2∙6,3=13,86 мм
4.5 Расчет диаметра впадин
d cp1=da1-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм
d cp2=da2-2(ha+C+x)m=315∙2(1+6,2+0,496) ∙6,3=311,6 мм
Принимаем da2=343 мм
4.6 Длина нарезной части червяка
b0=(12+0,1Z2)m=(n+0,1∙50) ∙6,3=100,8 мм
для исследованного червяка: b1>b10+4m=100,8+4,63=126 мм
4.7 Ширина венца червячного колеса
b2=0,75da1=0,75∙91,35=68,5 мм
Принимаем b2=63 мм
4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:
K=0,5d1=m=0,5∙78,75-6,3=33,075
5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи
5.1 Окружная скорость червяка
V1=Пd1-П1/60∙103=3,14∙78,75-1455/60∙103=6 м/с
5.2 Скорость скольжения
VS=V/cosγ=6/cos9,09=6,08 м/с
5.3 По табл. 10 выбираем угол трения ρ∙ρ=1.15 коэффициент потерь в зацеплении
φ=1-tg8/tg(4+5)=1-tg9,04/tg19,09+1,15=20,14
5.4 Определить относительные потери в уплотн. по табл. 31:
φу=0,055
5.5 КПД червячной передачи
n=1- φ3- φy=1-0,114-0,055=0,837
5.6 Поверхность теплопередачи редуктора
м3 с учетом цилиндрической передачи
S=2S =2∙1,3=2,6 м2
5.7 Температура масляной ванны:
tn=103p1(1-h)kt∙S(1+ φ)+t0=590C,
где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2С,
φ – коэффициент теплоёмкости=0,3
5.8 По табл. 3.14 (1) назначаем степень точности передачи. Окружная сила на колесе осевом на червяке
Ft2=Fa1=2∙103∙T2∙d2=2∙103∙1414/315=8978
5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке
Fa2=Ft1=2∙103T2
d1Un=2∙103∙1414/78,75-25∙0,83=1728H
5.10 Радиальные силы
6 Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи
По табл. 2.2 принимаем материал для изготовления зубчатых колец сталь 40х
Термообработка – улучшение механических свойств
для шестерки δв=900мПа G=750мПа 269…302НВ
для колеса δв=750мПа 235…262 НВ
при расчетах принимаем НВ1=280, НВ2=250
Похожие работы
... 365·6·2·8=35040 ч. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч. Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч. 2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА Выбор материала и назначение термической обработки Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением. Для шестерни: НВ1=269…302 = 285,5; Для колеса: ...
... должен производиться на основе прогнозных оценок развития главных показателей совершенства авиадвигателей во времени. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Разработать на базе газотурбинного двигателя ДН-80 газотурбинный двигатель для привода газоперекачивающего агрегата мощностью Nе=26,7 МВт. Рекомендуемые параметры: Тг*=1525К, pк*=20,8 Параметры прототипа: Тг*=1513К, pк*=20,5 Gв=88 ...
... из строя эл. двигателя. вспомо- гатель-ная. Защитные крышки, кожухи, эмали, лаки. Конструк- ционные материалы, краски, лаки, эмали. Таблица 7.1. СФА АД Система асинхронного двигателя для структурно-функционального анализа представлена на рис. 7.2. Рис. 7.2. Схема для СФА Матрица механической связи основных элементов структуры асинхронного электродвигателя приведена ниже в ...
... Ui=4z1n1/60zц=1.46 с-1<[ Ui]=13.05 Определяем нагрузку на вал в цепной передаче: Fц=[ P1x6x104+(1..6)x9,8xaxqlx10-3]=4186 H 3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ KУH=0,5; KУF=0,3 Твердость колеса принимаем равной НВ=250, шестерни НВ=300. Материал—сталь 45, термообработка—улучшение. Для колеса: KуH=2; KуF=0,9; NHlim=30HB2,4=1,7x107 NFlim= 4x106 Для шестерни: KуH=1,2; KуF=1,15; NHlim= ...
0 комментариев