Студопедия

КАТЕГОРИИ:

АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Расчет зубчатой цилиндрической передачи.




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

Т1дв1=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]

K= =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 b2а* 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.

К=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

 

 

1.3.Отчёт о расчёте цилиндрической зубчатой передачи.

Т2=

214,9

w1=

70

u=

4,5

sн=

514

sF1=

294

sF2=

256

Передача косозубая

1.Вспомогательный коэффициент Ка=

43

2.Коэффициент ширины венца  ya=

0,4

3.Коэффициент ширины шестерни yd=b2/d1=

1,1

4.Выберите индекс схемы S=

8

5.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба Кнb=

1

6.Межосевое расстояние передачи   аw>=

120

7.Делительный диаметр колеса d2=

196,4

8.Ширина венца колеса   b2=

36

9.Коэффициент модуля  Кm=

5,8

10.Модуль зацепления    m=

2,5

мм

11.Минимальный угол наклона зуба для косозубой передачи   bmin=

16,12762

град

12.Суммарное число зубьев ZS=

70

13.Уточнённый угол наклона зуба для косозубой передачи b=

43,18326

град

14.Число зубьев шестерни Z1=

13

Число зубьев колеса Z2=

57

15.Фактическое передаточное отношение     Uф=

4,38

16.Межосевое расстояние передачи   аw=

120

мм

17.Делительный диаметр шестерни     d1=

44,571

мм

18.Делительный диаметр колеса         d2=

195,428

мм

19.Диаметр окружности выступов шестерни da1=

49,571

мм

20.Диаметр окружности выступов колеса     da2=

200,428

мм

21.Диаметр окружности впадин шестерни     df1=

38,321

мм

22.Диаметр окружности впадин колеса         df2=

189,178

мм

23.Ширина венца шестерни b1=     

36

24.Окружная скорость колеса v,(м/с)=

1,6

25.Степень точности передачи

9

26.Окружная сила в зацеплении Ft=

2198,9

Н

27.Радиальная сила в зацеплении Fr=

1097,7

Н

28.Осевая сила в зацеплении    Fa=

2063,7

Н

29.Вспомогательный коэффициент К=

376

30.Коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнa=

1,1

31.Коэффициент динамической нагрузки Кнv=

1,1

32.Контактные напряжения sн=

536,3

Мпа

Условие контактной прочности выполняется!

33.Коэффициент распределения нагрузки между зубьями КFa=

1

34.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба КFb=

1

35.Коэффициент динамической нагрузки                         КFv=

1,2

36.Коэффициент наклона зуба Yb=

0,69

37.Эквивалентное число зубьев шестерни   Zv1=

33,5

38.Эквивалентное число зубьев колеса       Zv2=

147

39.Коэффициент формы зуба шестерни      YF1=

3,78

40.Коэффициент формы зуба колеса          YF2=

3,6

41.Напряжения изгиба зубьев шестерни    sF1=

76,5

МПа

42.Напряжения изгиба зубьев колеса        sF2=

72,9

МПа

 










Последнее изменение этой страницы: 2018-04-12; просмотров: 654.

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...