Проектирование двухступенчатого редуктора



бет1/9
Дата09.12.2022
өлшемі3,83 Mb.
#161948
түріПояснительная записка
  1   2   3   4   5   6   7   8   9
Байланысты:
ДМЯмал

Министерство образования и науки РФ


ФГБОУ 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»




Выполнил:

Ямалтдинов А.А.
студент группы 28205
специальность 15.03.05


Руководитель:

А.Д. Лустин,
доцент
кафедры ТМиП



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



вала

Частота вращения вала, об/мин

Крутящий момент,
Нмм

э

1450

109 616

1

1450

108 520

2

284,3

539 676

3

74,8

2 016 772

4

24,9

1 809 045

эв

24,9

1 800 000



3. Проектирование редуктора.
3.1. Ориентировочный расчёт валов.
Исходные данные:
T1 = 48 275Нмм;
Т2 = 232 689Нмм;
Т3 = 826 047Нмм;

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.






Nпод

d,мм

D, мм

В, мм

1

305

25

62

17

2

308

40

90

23

3

311

55

120

29

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.





Достарыңызбен бөлісу:
  1   2   3   4   5   6   7   8   9




©engime.org 2024
әкімшілігінің қараңыз

    Басты бет