Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Електродвигун - файл ?????????? ???????????? ????????? ???????? ??????? ???????.DOC


Загрузка...
Електродвигун
скачать (101.9 kb.)

Доступные файлы (14):

???? ?????? ?????.DOC21kb.06.06.1999 19:15скачать
????? ?????.DOC22kb.06.06.1999 20:48скачать
????? ??????? ??? ????????? ? ???????????.DOC23kb.06.06.1999 20:51скачать
????? ?????????????? ? ???????????? ?????????? ???????.DOC45kb.06.06.1999 02:09скачать
?????.DOC20kb.06.06.1999 19:38скачать
??????.DOC21kb.06.06.1999 00:18скачать
???????? ?????????? ????????????? ?????????????? ? ??????? ??????.DOC35kb.06.06.1999 20:58скачать
?????????? ?????.DOC58kb.06.06.1999 17:45скачать
?????????? ???????? ?????????? ????????.DOC44kb.06.06.1999 06:40скачать
?????????? ????????? ????????.DOC31kb.06.06.1999 20:45скачать
?????????? ????????? ???????????? ???????? ???????? ???????.DOC67kb.06.06.1999 06:30скачать
?????????? ???????????.DOC40kb.06.06.1999 18:20скачать
?????????? ???????????? ????????? ???????? ??????? ???????.DOC59kb.06.06.1999 03:09скачать
??????????.DOC20kb.06.06.1999 21:00скачать

?????????? ???????????? ????????? ???????? ??????? ???????.DOC

Реклама MarketGid:
Загрузка...
4. Розрахунок циліндричної косозубої передачі першого ступеня.
Дано: N2 = 5.194 кВт; передаточне число передачі u = 4; передача нереверсивна; термін служби 41907,84 год.

4.1 Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею(1 №6)

Таблиця 4.1

















Механічні

властивості

після обробки




Марка сталі

ГОСТ

Термообробка

Роозмір перерізу

Тверд.НВ

b, МПа

t, МПа

Шестерня

40Х

4543-71

Покращ.

60 … 100

230-260

750

520

Колесо

Сталь45

1050-74

Покращ.

 100

192-240

750

450



4.2 Визначаємо допустимі контактні напруження


[]H = H limb * KHL *ZR ZV /SH , Мпа

де H limb – границя контактної витривалості поверхні зубців;

SH - коефіцієнт безпеки при розрахунку на контактну

витривалість;

KHL – коефіцієнт довговічності;

ZR – коефіцієнт, який враховує шероховатість спряжених

поверхонь зубців;

ZV – коефіцієнт, який враховує колову швидкість;

SH – якщо матеріал однорідний, то Sn = 1.1

KHL = Nцно / Nцне = 617,07*106 /1510,6*106 = 0,47

де Мн – показник ступеня до контактної виносливості. Мn для

сталей = 6;

Nцно – базове число зміни циклів напруг,

Nцно = 30 (НВ)2.4 = 30*2502.4 = 17,07*106 циклів;

Nцне – еквівалентне число циклів,

Nцне = 60* tекв*n*KHE = 60*17423.005*1445*1 = 510.6*106 циклів;

KHE – коефіцієнт приведення перемінного режиму напруження до

еквівалентного постійного KHE =1, за таблицею ( 4.№ 6 ) ;

ZR =1 за таблицею ( 5 № 6 );

ZV = 1 при   5 м/с;

Якщо Nцне >Nцно то KHL =1.
4.3 Визначення розрахункових контактних напружень []

Для шестерні вибираємо НВ = 250, HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 240, HRC = 24;

Тоді H limb1 = 20 HRC+ 70 = 20*25+70 = 570, мПа;

H limb2 = 20HRC+70 = 20*24+70 = 550 мПа;

[]H1 = 570/1,1 = 518.18 мПа;

[]H2 = 550/1,1 = 500 мПа;

[] = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(518.18+500) = 458.18 мПа.

так як [] < []H2 , то за розрахункове приймаємо []HР= =500МПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень

[]Hmax . []Hmax =2.8T

[]Hmax1 =2.8*520 = 1456, мПа;

[]Hmax2 =2.8*450 = 1260, мПа;
4.4 Визначення допустимих напружень на згин:

[]F = F limb*YR * YS *KFLFC /SF , мПа;

де F limb – границя витривалості зубів по напруженню згину;

SF – коефіцієнт безпеки при розрахунках на згин;

YR – коефіцієнт, який враховує шероховатість перехресної

поверхні;

YS – коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалів і кон- .

центрацію напруги ;

KFL – коефіцієнт довговічності;

КFC– коефіцієнт, який враховує вплив двостороннього

прикладення навантаження;

F limb = 18 HRC,

F limb1 = 18*25 = 450, мПа;

F limb2 = 18*24 = 432, мПа;

SF = 1.75 при ймовірності неруйнування зубів до 99%;

YR = 1 – при фрезерувальних або шліфувальних поверхнях;

YS = 1 – при проектному розрахунку;

KFL = MFN / N .

MF – показник степеня. MF =6 при HRC 35.

N - базове число циклів зміни напруг при згині. N = 4*106

N - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

N = 60Ln*n*nз * К ;

Ln = tекв = tk I = 1(Ti/T)3 Ni = 17423.05 год.;

n1 = 1445*хв-1 ; n2 =1445/4 = 361.25 хв-1 ;

m31 = n32 = 1 – число зачеплень. К = 1;

NFе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*106 циклів ;

NFе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*106 циклів;

В усіх випадках, коли N > N то KFL =1.

K = 1 – на витривалість при згині.

[]F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[]F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[]max1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[]max2 = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2





[]H, МПа

[]Hp, МПа

[]Hmax, МПа

[]F, МПа

[]Fmax, МПа

Шестерня

518,18

458,18

1456

257,14

685

Колесо

500

458,18

1260

246,86

657.6


4.5 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ.

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3(T2 - Кн)/ba *u []2Hp,

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.17

aw = 430(4+1) 3(34,327*1,17)/0,4*4*5002 = 99,93 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 100 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15о . Число зубців шестерні z1 = 19; z2 = z1 u = 19*4 = 76.

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді  = 18о 10І 20ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = 2 aw /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм;

d2 = d1 u = 40*4 = 160 мм.

Ширина зубчастих вінців :

b2 = ba* aw = 0.4*100 = 40 мм;

b1 = b2 +2 = 40 + 2 = 42 мм.

Колова швидкість зубчастих коліс.

v = 0.51d1 = 0.5n* d1/30 = 0.5*3.14*1445*0.04/30 = 3.02м/с.

За даними табл. 22.2 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст =9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3  = 19/0.953 = 22.16;

zv2 = z2/cos3  = 76/0.953 = 88.64.

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos = [1.88 – 3.2 (1/19 + 1/76)*0.95 = 1.59;

Коефіцієнт ocевого перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E = b2 sin/(*Mn) = 40*sin18о 10І 20ІІ/3.14*2 = 1.99;

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*34.327*103 /40 = 1716.35H;

4.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

H = zE * zH * zM Ht (u +1)/ d1*u []

де zE = 1/Е2 = 1/1,59 = 0,79 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cos = 1.77*0.95 = 1.68;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс.

Колова сила

Ht = Ft / b2 * KH * KH * KHv ;

де KH = 1,13 табл. 23,3 [1] – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

KHv = 1,05 табл. 23,4 [1] – коефіцієнт динамічного навантаження;

Тоді: Ht = 1716.35*1.13*1.17*1.05/40 = 59.62 н/мм;

H = 0.79*1.68*2.75*59.62*(4 +1)/40*4 = 498.18 МПа;

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо H < []HP , 498.18 < 500.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[]Hmax = H *T1max /TH = 498.18 * 2T1 / T1 = 704.53 МПа;

[]Hmax < []Hmax ; 704.53 < 1624 МПа.

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]gym = YF * YE * Y *FL /Mn []F ,

де YF1 = 4,08; YF2 = 3,61 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

YE - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Y = 1-/140 = 1-18/140 = 0,87 - коефіцієнт нахилу зубів.

Ft– розрахункова колова сила.

KF = (4 + (E -1)(nст –5))/4*E = (4 + ( 1.59 – 1)(9 – 5))/4*1.59 = 1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

KF = 1.32 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]);

KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

Ft = 1716.35*1*1.32*1.1/40 = 62.3 н/мм;

F1 = 4.08*1*0.87*62.3/2 = 110.57 МПа < 267.43 МПа;

F2 = 3.61*1*0.87*62.3/2 = 97.83 < 246.86 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

Fmax = F (T1max /T1F ) []Fmax

[]Fmax1 = 110.57*(2T1 /T ) = 221.14 < 712.4 МПа;

[]Fmax1 = 97.83*2 = 195.66 < 657.6 МПа.

4.9 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

ha – висота головки зубця;

hf = 1.25 Mn = 1.25*2 = 2.5 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*2 = 4.5 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*2 = 0.5 – радіальний зазор;

n = 200 кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d1 = 40; d2 = 160 – ділильні діаметри;

1 = d1 + 2Mn = 40 + 2*2 = 44 мм;

2 = d2 + 2Mn = 160 + 2*2 = 164 мм;

df1 = d1 – 2.5Mn = 40 – 2.5*2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5Mn = 160 – 2.5*2 = 155 мм.

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

Ft = 1716.35 H;

Fr = Ft tg n /cos  = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

Fa = Ft tg = 1716.35 tg 18 = 564.14 H.


Скачать файл (101.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru