Проектирование двухступенчатого редуктора
жүктеу/скачать 3,83 Mb.
|
ДМЯмал
ДМ ПЗ пример
- Бұл бет үшін навигация:
- 2.Энергокинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
- 3. Проектирование редуктора. 3.1. Ориентировочный расчёт валов.
- 3.2. Минимальные значения межосевых расстояний
- 3.3 Расчет тихоходной передачи редуктора Расчет осуществляется в программном продукте АСКОН. 3.3.1. Исходные данные
- 3.3.2. Геометрический расчет тихоходной передачи редуктора
- 3.3.3 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет передачи на контактную и изгибную прочность
Министерство образования и науки РФФГБОУ ВО «Казанский национальный исследовательский технический университет им. А.Н. Туполева - КАИ» Лениногорский филиал Кафедра: Технологии машиностроения и приборостроения Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» На тему: «Проектирование двухступенчатого редуктора»
Лениногорск, 2021 2.Энергокинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Рис.1 Схема электродвигателя Исходные данные: Nвх = 7,5 кВт– номинальная мощность электродвигателя; nвх = 1450 об/мин-частота вращения выходного вала; Uпр = 45 м/с - передаточное число привода; Дзв = 320 мм-диаметр приводной звездочки; t = 12000 часов.- ресурс работы Для заданных условий работы выбираем двигатель (тип/асинхронная частота вращения, мин-1) –4A112М4У3, с синхронной частотой вращения 1450мин-1, мощностью Pэдв = 5.5кВт, массой m=73 кг d=32мм, длина=80 мм. Рис.2. Эскиз электродвигателя Таблица1. Габаритные и установочные размеры асинхронных электродвигателей, мм Передаточные числа: , Передаточное соотношение открытой передачи: Принимаем: Передаточное число тихоходного ступени редуктора: Находим по формуле: Погрешность: δ= ·100%˂3% δ= ·100%=0˂3% Определяем КПД элементов привода: = 0,99 – КПД быстроходного вала; = 0,97 – КПД = 0,97 – КПД открытой конической передачи; = 0,95 – КПД муфты; = 0,995 – КПД пары подшипников. , Определяем частоты вращения валов: Определяем вращающие моменты на валах, начиная с вала двигателя: Полученные результаты представим в виде таблицы 2
3. Проектирование редуктора. 3.1. Ориентировочный расчёт валов. Исходные данные: T1 = 48 275Нмм; Т2 = 232 689Нмм; Т3 = 826 047Нмм; Определяем ориентировочные диаметры валов: гдеТ – крутящий момент, передаваемый валом; [τ] – условное допускаемое напряжение на кручение Диаметр входного вала редуктора: Диаметры валов при учете только деформации кручения: мм По диаметрам валов подбираем в первом приближении шариковые радиальные однорядные подшипники, средней серии, со следующими геометрическими параметрами: Т аблица 3.
Таблица 4. Выбор подшипников 3.2. Минимальные значения межосевых расстояний Определяем минимальное межосевое расстояние быстроходной передачи: где C=50 60, принимаем C = 60 мм - необходимое расстояние между гнездами подшипников. Определяем минимальное межосевое расстояние тихоходной передачи: Где C=50 60, принимаем C=50 мм - необходимое расстояние между гнездами подшипников. Определяем максимальный размер колеса цилиндрической передачи: 3.3 Расчет тихоходной передачи редуктора Расчет осуществляется в программном продукте АСКОН. 3.3.1. Исходные данные: - расчетная нагрузка; - частота вращения ведущего зубчатого колеса; - передаточное число; минимальное значение межосевого расстояния. Рис.3 Циклограмма нагрузки 3.3.2. Геометрический расчет тихоходной передачи редуктора Зададим число зубьев шестерни: Принимаем = 20 мм Принимаем Расчетный модуль передачи: Таблица 5. Берем стандартный модуль из таблицы 4.2.2.(стр 52) . Межосевое расстояние: Таблица 6. Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления Продолжение таблицы 6. 1) Делительный диаметр зубчатых колес: 70 мм =266 мм 2) Диаметр окружности вершин зубчатых колес: =81,059мм =268,9 мм 3) Диаметр окружности впадин зубчатых колес: =65,3 мм =253,2 мм 4)Ширина зубчатого винтового колеса: Принимаем . 5) Коэффициент перекрытия: Параметры зацепления в норме. Степень точности передачи – 7, вид сопряжения – С. 3.3.3 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет передачи на контактную и изгибную прочность Таблица 7.Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления Окружная скорость зацепления: = м/с Окружная сила, действующая в зацеплении: Н Удельная расчетная окружная сила: где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределенной нагрузки по длине контактной линии; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузки; (т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий неравномерности распределенной нагрузки между соседними зубьями. Расчетное контактное напряжение: где – коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей; – коэффициент, учитывающий механические свойства материала; Определение допускаемых контактных напряжений и выбора материала зубчатых колес. Расчетное контактное напряжение: Допустим Базовый предел выносливости поверхности зубьев. Твёрдость поверхности зубьев колеса отпуск 400 МПа Коэффициент долговечности колеса Базовое число циклов нагружения зубьев: Действительное эквивалентное нагружение зубьев:
=26 984 670 Коэффициент долговечности: ˂1 Принимаем ˂1 Принимаем Допускаемое напряжение: МПа Условия прочности выполняются: Допускаемое напряжение: - коэффициент безопасности, коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; базовый предел выносливости материала зуба при изгибе при пульсирующем цикле. коэффициент долговечности базовое число циклов нагружения зубьев. действительноеэквивалентное нагружения зубьев. Коэффициент долговечности: Принимаем Принимаем Допускаемое изгибное напряжение: МПа Мпа Расчет передачи на прочность при изгибе. Удельная расчетная окружная сила: где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределенной нагрузки по длине контактной линии; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку; (т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий неравномерности распределенной нагрузки между соседними зубьями. Расчетное изгибное напряжение шестерни: где – коэффициент, учитывающий форму зуба: = 3,5 мм – модуль. Условия прочности выполняются: Определение радиальной силы, действующей в зацеплении: где окружная сила, действующая в зацеплении; =20˚ угол профиля исходного контура. жүктеу/скачать 3,83 Mb. Достарыңызбен бөлісу:
|