Студопедия КАТЕГОРИИ: АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Расчет зубчатой цилиндрической передачи.Стр 1 из 4Следующая ⇒
Содержание
Техническое задание………………………………………………………………………………………3 1.Техническое предложение 1.1.Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчет привода………………….4-5 1.2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи…………………………………………..…6-10 1.3.Отчет о расчете цилиндрической зубчатой передачи………………………………….11 1.4.Проектирование валов редуктора……………………………………………………………12-13
Эскизный проект 2.1.Расчетная схема быстроходного вала………………………………………………………14-17 2.2.Расчет подшипников быстроходного вала……………………………………………….18-19 2.3.Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу……………………………….20
Технический проект 3.1.Расчет сечения быстроходного вала на выносливость……………………………21-22 3.2.Выбор системы смазки…………………………………………………………………………………..23 3.3.Выбор и назначение посадок для соединений деталей редуктора…………….24 4.Список литературы. 25 Приложение. Компоновка редуктора.
Техническое предложение. Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчёт привода. 1.1.1.Подсчитать срок службы привода в часах
Где - срок службы в годах; = 0,85- коэффициент годового использования; =8- количество часов в смену; =2- число смен - 1.1.2.Определить КПД привода - КПД первой и второй передачи привода - КПД муфты 1.1.3.Определить мощность на рабочем органе привода
1.1.4.Определить требуемую мощность двигателя Pдв.= 1.1.5.Найти диапазон возможных передаточных отношений привода.
1.1.6.Определить диапазон возможных скоростей двигателя
1.1.7.Тип двигателя 4АМ90LBУЗ, Рдв.=1,1кВт , nдв.=700об/мин , ω=nдв./10=700об/мин 1.1.8.Определить угловую скорость вала двигателя 1.1.9.Подсчитать фактическое передаточное отношение привода
1.1.10.Разбить передаточное отношение привода по ступеням. Выбрать передаточное отношение редуктора и подсчитать передаточное отношение открытой передачи. Uоткр.=U/Uр=15,2 1.1.11.Посчитать угловые скорости всех валов привода, м/с 1.1.12.Подсчитать моменты на всех валах привода Тдв.= Н*м Т1=Тдв*η1=50,56 Н*м Т2=Н*η1*U=214,86 Н*м
Расчет зубчатой цилиндрической передачи. 1.2.1.Выбор материалов и определение допустимых напряжений Шестерня: Для изготовления шестерни принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение и закалка. Твердость сердцевины 269…302 HB. Твердость поверхности 45…50 HRC. Размеры: Dпред.=125мм ; Sпред.=80мм Колесо: Для изготовления колеса принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение. Твердость сердцевины 235…262 HB Твердость поверхности 269…302 HB Размеры: Dпред.=125мм ; Sпред.=80мм 1.2.2.Подсчитать число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса
1.2.3.Средняя твердость поверхности зуба шестерни и колеса. 1.2.4.Базовое число циклов перемены контактных напряжений 1.2.5. 1 1.2.6.Коэффициент долговечности для определения допускаемых изгибных напряжений. КFL= где m-показатель степени кривой усталости KFL1= KFL2=1 KFL1=1 KFL2=1 1.2.7.Допускаемые контактные напряжения для базового числа циклов. [ ]НО1=1,8*НВ1+67=1,8*285,5+67=580,9 МПа [ ]НО2=1,8*НВ2+67=514,3 МПа 1.2.8.Допускаемые изгибные напряжения для базового числа циклов. [ ]FО1=1.03*НВ1=1,03*285,5=294 МПа [ ]FО2=1.03*НВ2=1,03*248,5=256 МПа 1.2.9.Допускаемые контактные и изгибные напряжения для шестерни и колеса: [ ]Н1= *[ ]НО1=1*580,9=580,9 МПа [ ]Н2= *[ ]НО2=1*514,3=514,3 МПа [ ]F1=KFL1*[ ]FО1=1*294=294 МПа [ ]F2=KFL2*[ ]FО2=1*256=256 МПа 1.2.10. Допускаемые контактные напряжения для передачи. [ ]Н=0,45([ ]Н1+[ ]Н2)=0,45*(580,9+514,3)=492,84 МПа 1. 2.11. Коэффициент ширины колеса по диаметру шестеренки. Ψd=0,5*Ψа*(U+1)=0,5*0,4*(15,2+1)=3,24 где Ψа- коэффициент ширины по межосевому расстоянию, Ψа=0,4 1.2.12. Коэффициент неравномерности нагрузки по длине дуба. Кнβ=1+2*Ψd/S где S-индекс схемы S=8 [1 с. 15] KHβ= =0.935 1.2.13.Межосевое расстояние передачи. aѠ=Ka*(Up+1)* где Ka-вспомогательный коэффициент Твых- момент на выходном валу редуктора Ka=49,5 aѠ=49,5*(4,5-1)* =89,1мм принимаем aѠ=120мм [1 с. 363] 1.2.14. Предварительные размеры колеса. - делительный размер d2=2* aѠ*Uф/(Up+1) - ширина b2=Ψа* aѠ d2=2*90*3.37/(4.5+1)=110.3 b2=0.4*90=36 1.2.15.Модуль передачи. m≥ гдеKm=5.8 [1 с. 16] m≥ =2.45 принимаем m=2.5 мм [1 с. 16] 1.2.16. Минимальный угол наклона зубьев колес βmin=arcsin*4*m/ b2 βmin=arcsin*4*2.5/36=arcsin0.277=16° 2.17 Суммарное число зубьев. zƹ=2* aѠ*cosβmin/m=2*90*cos /2.5=69.12° принимаем zƹ=70 1.2.18. Действительный угол наклона зуба. β=arcos*( zƹ*m/2* aѠ)=arcos(70*2.5/2*90)=arcos(0.972)=13° 1.2.19. Число зубьев шестерни и колеса. Z1= zƹ/(Up+1)=70/(4.5+1)=12.7 Z2= zƹ- Z1=70-12.7=57.3 1.2.20.Фактическое передаточное отношение. Uф=Z2/Z1=57,3/12,7=4,5118 ⌂U= *100%= *100%=0,26%˂4% Условие выполняется. 1.2.21. Размеры шестерни и колеса. Делительные диаметры: d1= Z1*m/cosβ=12.7*2.5/cos =32.7мм d2= Z2*m/cosβ=57.3*2.5/cos Диаметры окружности вершин зубьев: da1=d1+2*m=32.7+2*2.25=37.7мм da2=d2+2*m=147.4+2*2.5=152.4мм Диаметры впадин зубьев: df1= d1-2.5*m=32.7-2.5*2.5=26.45мм df2= d2-2.5*m=147.4-2.5*2.5=141.15мм Ширина шестерни: b1=b2+4 b1=36+4=40мм 1.2.22. Проверка годности заготовок колес. Диаметр заготовки шестерни: Dзаг=da1+6мм=37,7+6=43,7 Размер заготовки колеса: Sзаг=b2+4мм=36+4=40мм 1.2.23. Окружная скорость колес. V=Ѡвых*d2/2000 V=20.77*147.7/2000=1.53 Принимаем V=6
1.2.24.Усилия в зацеплении, кН. Окружное:Ft=2*Tвых* /d2=2*214,86* /147,4=2915,33 Радиальное: Fr= Ft*tgα/cosβ=2915.33*0.36/0.972=1079.8 Осевое: Fα= Ft*tgβ=2915.33*0.23=670.5 1.2.25. Проверка контактной прочности. н=376 =515 МПа 1.2.26. Коэффициент учитывающий наклон зуба. Yβ=1-β/ =1- / =0,07 1.2.27. Коэффициент ширины зуба. Ψd=b2/d1=36/32.7=1.1 1.2.28.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. КFβ=1+1,5*Ψd/s=1+1.5*1.1/8=1.206 1.2.29. Эквивалентные числа зубьев и коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса. ZV1= 13.9 YF1=4.27 ZV2= 62.8 YF2=3.62 1.2.30.Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса, мПа F1= где FFV=1.1 F1= =11.69 F 2= = =9.9
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2018-04-12; просмотров: 632. stydopedya.ru не претендует на авторское право материалов, которые вылажены, но предоставляет бесплатный доступ к ним. В случае нарушения авторского права или персональных данных напишите сюда... |