Определение силовых и кинематических параметров привода

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_номпри установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
			дв - м - зп - оп - рм
Мощность Р, кВт		дв	Р_дв = 2,8 кВт
		Б	Р₁ = Р_дв_м_пк = 2,8 · 0,98 · 0,995 = 2,73 кВт
		Т	Р₂ = Р₁_зп_пк = 2,73 · 0,97 · 0,995 = 2,63 кВт
		рм	Р_рм = Р₂_ц_пc = 2,63 · 0,93 · 0,99 = 2,42 кВт
Частота вращения n, об / мин	Угловая скорость ω, 1/ с	дв	n_ном = 955 об/мин	ω_ном =100 с^-1
		Б	n₁ = n_ном = 955 об/мин	ω₁ = ω_ном = 100 с^-1
		Т	n₂ = n₁/U_зп = 239 об/мин	ω₂ = ω₁/U_зп = 25 c^-1
		рм	n_рм = n₂/U_оп = 70 об/мин	ω_рм = ω₂/U_оп = 7,35 c^-1
Вращающий момент Т, Н м		дв	Т_дв = Р_дв · 1000 / ω_ном = 2800/100 = 28 Н· м
		Б	Т₁ = Т_дв_м_пк = 28 · 0,98 · 0,995 = 27,3 Н· м
		Т	Т₂ = Т₁U_зп_зп_пк = =27,3 · 4 · 0,97 · 0,995 = 105,4 Н·м
		рм	Т_рм = Т₂U_ц_ц_пc = =105,4 · 3,4 · 0,93 · 0,99 = 330Н·м

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4:

Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.

Тип двигателя 4АМ112MА6УЗ Р_ном = 3 кВт n_ном = 955 об/мин
Параметр	Передача		Вал
	Закры-тая	Цеп-ная пере-дача	Параметр	Дв.	Редуктора		Приводной рабочей машины
					Б	Т
Передаточное число, U	4	3,4	Расчет мощности Р, кВт	2,8	2,73	2,63	2,42
			Угловая скорость ω, с^-1	100	100	25	7,35
КПД, η	0,97	0,93	Частота вращения n, об/мин	955	955	239	70
			Вращающий момент Т, Н· м	28	27,3	105,4	330

Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи

Выбираем материал зубчатой передачи

а) По таблицам определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость ≥ 45HRCэ; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 HB.

б) Также определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45…50 HRC, термообработка — улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, S_пред= 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HB 1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB

HB_2ср=(269+302) / 2 = 285,5НВ.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_H1 и колеса []_H2:

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL:

Наработка за весь срок службы:

для колеса

N₂= 573· L_h· ₂ = 573 · 15000· 25 = 214,9 · 10⁶ циклов,

для шестерни

N₁= 573· L_h· _ = 573 · 15000· 100 = 859,5 · 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:

N_но1= 68 · 10⁶ циклов и N_но2= 22,7 · 10⁶ циклов.

Т.к. N₁ > N_но1 и N₂ > N_но2, то коэффициенты долговечности K_HL1= 1 и K_HL2 = 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_Hсоответствующее числу циклов перемены напряжений N_но: для шестерни

[]_но1 = 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм²

для колеса

[]_но2= 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []_н1= K_HL1· []_но1= 1 · 835 = 835 Н/мм²,

для колеса []_н2 = K_HL2· []_но2= 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм².

Т.к. HB_1ср - HB_2ср > 70 и HB2ср =285,5<350HB, то значение []_н рассчитываем по среднему допускаемому значению из полученных для шестерни и колеса:

[]_н =0,45([]_н1+[]_н2) = 637,2 Н/мм².

При этом условие []_н< 1.23· []_н2соблюдается.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []_F1 и колеса []_F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

Наработка за весь срок службы : для шестерни N₁ = 859,5 · 10⁶ циклов, для колеса N₂= 214,9 · 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0 = 4· 10⁶ для обоих колес.

Т.к. N₁ > N_F0 и N₂ > N_F0, то коэффициенты долговечности K_FL1= 1 и K_FL2 = 1.

б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни []_Fo1= 310 Н/мм² , в предположении, что m<3 мм;

для колеса []_Fo2 =1,03· HB_2ср=1,03 · 285,5 = 294 Н/мм²

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни []_F1= K_FL1· []_Fo1= 1 · 310 = 310 Н/мм²,

для колеса []_F2= K_FL2· []_Fo2= 1 · 294 = 294 Н/мм².

Т.к. передача реверсивная, то []_F уменьшаем на 25%: []_F1= 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм²; []_F2= 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм².

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1:

Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	D_пред	Термообработка	HB	1ср	[]_H	[]_F
Элемент передачи	Марка стали	S_пред	Термообработка	HB_2ср		Н/мм²
Шестерня	40Х	125	У	450		835	232,5
Колесо	40Х	80	У	285,5		580,9	220,5

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

Дата: 2019-05-28, просмотров: 238.

⇐ Предыдущая 123 4 5 6 7 Следующая ⇒