Расчет зубчатой передачи icon

Расчет зубчатой передачи



НазваниеРасчет зубчатой передачи
Дата конвертации16.08.2012
Размер62,69 Kb.
ТипРеферат
Расчет зубчатой передачи


СодержаниеВведение……………..…………………………………..……………..21. Анализ кинематической схемы…………..……..………………..22. Кинематический расчет привода…………………………………33. Определение геометрических параметров цилиндрическойзубчатой передачи………………………………………….…………..64. Геометрический расчет конической зубчатой передачи………95. Определение геометрических размеров и расчет напрочность выходного вала…………………………………………….116. Проверочный расчет подшипника..……………………………….167. Список использованной литературы……………………………..18Редуктор - это механизм состоящий из зубчатых или червячныхпередач, заключенный в отдельный закрытый корпус. Редукторпредназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышениякрутящего момента.Редукторы делятся по следующим признакам:- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляетсяодной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:- по типу зубчатых колес - на цилиндрические, конические,или коническо-цилиндрические;- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные,вертикальные, наклонные:- по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную. сраздвоенной ступенью. 1. Анализ кинематической схемыНаш механизм состоит из привода электромашинной (1), муфты (2),цилиндрической шестерни (3), цилиндрические колеса (4), конической шестерни(5), конического колеса (6), валов (7,6,9) и трех пар подшипников качения.Мощность на ведомом валу N3=9,2 кВт, угловая скорость п3= 155 об/мин,привод предназначен для длительной работы, допускаемое отклонение скорости[pic] 5%,[pic] 2. Кинематический расчет привода2.1. Определяем общий КПД привода [pic](=(1*(2*(33*(4Согласно таблице 5 (1) имеем(1=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи;(2=0,9 - КПД конической передачи;(3=0,98 - КПД подшипников качения;(4=0,98 - КПД муфты ( = 0,93 * 0,983 * 0,9 * 0,98 = 0,772.2. Определяем номинальную мощность двигателя Nдв=N3/(=11,9 кВт2.3. Выбираем тип двигателя по таблице 13 (2). Это двигательА62 с ближайшим большим значением мощности 14 кВт. Этому значениюноминальной мощности соответствует частота вращения 1500 об/мин.2.4. Определяем передаточное число привода i = iном/n3 = 1500/155 = 9,782.5. Так как наш механизм состоит из закрытой цилиндрической передачи иоткрытой конической передачи, то разбиваем передаточное число на двесоставляющих: i = i1 * i2По таблице б (1) рекомендуемые значения передаточных отношенийцилиндрической передачи от 2 до 5; конической - от 1 до 3 по ГОСТ221-75. Назначаем стандартные передаточные числа i1 = 4, i2 = 2,5.2.6. Уточняем общее передаточное число i = g.5 * 4 = 102.7. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращениявыходного вала [pic]где [pic] - допускаемое отклонение скорости по заданию.2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений [pic] [pic]2.9. Зная частные передаточные отношения определяем частоту вращениякаждого вала: [pic]Таким образом, частота вращения выходного вала находится в пределахдопустимой.2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами механизма с учетомпередаточных отношений и КПД: [pic] [pic]2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами2.12. Построим график распределения крутящего момента и мощности по валампривода[pic]3. Определение геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи3.1. Для колес со стандартным исходным контуром, нарезаемым без смещениярежущего инструмента (х = 0), число зубьев шестерни рекомендуетсявыбирать в пределах от 22 до 26. Выбираем Z1 = 223.2. Число зубьев колеса: Z2 = Z1 * i1 = 22 * 4 = 883.3. Определяем межосевое расстояние по формуле [pic]где Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43;[pic] - коэффициент ширины венца шестерни расположенной симметричноотносительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4;i1[pic] - передаточное число;T2 - вращающий момент на тихоходном валу;По таблице 3.1 (3) определяем марку стали для шестерни - 40Х. твердость >45HRC: для колеса - 40Х. твердость [pic] 350НВ.По таблице 3.2 (3) для шестерни [pic] для колеcа [pic] предназначенных длядлительной работы.Тогда[pic]Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передачокругляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров, AW = 100 мм.3.4. Определяем модуль зацепления по формуле [pic]где Кm, - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 5,8; [pic] [pic][pic] допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубомпо таблице 3.4 (3).Тогда [pic]Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного изряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из колес> 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2.3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач: [pic]3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубыхколес [pic]Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то есть Z= 100.3.7. Определяем число зубьев шестерни [pic]3.8. Определяем число зубьев колеса Z2 = Z - Z1 = 100 - 20 == 803.9. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение [pic]следовательно передаточное число выбрано верно.3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их втаблицу| |Параметры |Формулы |Колесо ||1 |Число зубьев |Z2 |80 ||2 |Модуль нормальный, мм |mn=m |2 ||3 |Шаг нормальный, мм |[pic] |6,28 ||4 |Угол исходного контура |[pic] | ||5 |Угол наклона зубьев |[pic] | ||6 |Торцовый модуль, мм |[pic] |2,03 ||7 |Торцовый шаг, мм |[pic] |2,03 ||8 |Коэффициент головки зуба |H |1 ||9 |Коэффициент ножки зуба |С rn > 1 |0.25 ||10 |Диаметр делительной |d = Z * mt |162.4 || |окружности, мм | | ||11 |Высота делительной головки|ha = h * m |2 || |зуба, мм | | ||12 |Высота делительной ножки |Hf = (h + C)*m |2,5 || |зуба, мм | | ||13 |Высота зуба, мм |h = ha + hf |4.5 ||l4 |Диаметр окружности |da= d + 2 ha |166.4 || |выступов, мм | | ||15 |Диаметр окружности впадин,|df=d - 2hf |155,4 || |мм | | ||16 |Межосевое расстояние, мм |а= 0,5 (d1 + d2) |100 ||17 |Ширина венца, мм |[pic] |40 | 4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи4.1 Определяем делительный диаметр колеса [pic]где [pic] определены заранее[pic]- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, дляприрабатывающихся колес равен 1;VН- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен 1.Тогда [pic]Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем доближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3).dе4 =250 мм4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса [pic]4.3. Определяем внешнее конусное расстояние [pic]4.4. Определяем ширину зубчатого венца [pic]4.5. Определяем внешний окружной модуль [pic]где Кf( - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,равен 1; (3)Vf = 0,85 - коэффициент вида конических колес. (3) [pic]Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть m =5 мм.4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни [pic]4.7. Определяем фактическое передаточное число. [pic]4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:делительный [pic]; [pic]вершин зубьев [pic]=109,28 мм; [pic]= 253,71 мм;впадин зубьев [pic] = 90,72 мм; [pic]= 246,3 мм;средний делительный диаметр [pic]=85,7 мм; [pic]214,25 мм.5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала5.1. Определяем силы действующие в зацеплении конической прямозубойпередачи:окружная [pic]радиальная [pic][pic]= 612 Н,осевая [pic] = 1530 Н.5.2 Выбираем материал для вала по таблице 3.2 (3). Это сталь 45улучшенная, со следующими механическими характеристиками:[pic]допускаемое напряжение на кручение [pic]5.3. Ориентировочно определяем геометрические размеры каждой ступенивала:- диаметр выходной части[pic]Принимаем d1= 45 мм.Исходя из этого принимаем диаметр под подшипником d2 = 50 мм.5.4. Выбираем предварительно подшипники качения. По таблице 7.2 (3) дляконической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовыйконический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметравнутреннего кольца, равного диаметру d2= 50мм. Это подшипник легкой широкойсерии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 160, Cr=62 kH.5.5. Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным в ориентировочномрасчете и определяем расстояния между точками приложения реакцийподшипников.5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической передачи.5.7. Определяем реакции опор:а) вертикальная плоскость[pic][pic][pic][pic] [pic] [pic]б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C(рис.5.1)[pic][pic][pic]в) горизонтальная плоскость, [pic] [pic] [pic] [pic]Проверка: [pic]г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C(Рис.5.1)MYC = 0,MYB = Ft * l1 = 4580 * 52 = 238160 Нмм,MAY = 0,д) строим эпюры крутящих моментов (Рис.5.1) [pic][pic]5.8. Определяем суммарные реакции опор [pic] [pic]5.9. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболеенагруженном сечении В [pic]5.10. Определяем приведенный момент [pic]5.11. Определяем диаметр вала исходя из третьей теории прочности [pic]где [pic] = 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.Полученное значение вала под подшипником округляем до ближайшегостандартногоd = 40 мм.В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм.5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие.Для закрепления на валах колес применяют шпонки. Размеры призматическихшпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9мм, 1 = 38 мм.5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле [pic]где T - передаваемый валом крутящий момент;[pic] - допускаемое напряжение на смятие по табл. 3.2 (3) 260 Н/мм2 [pic]5.14. Условие прочности при деформации среза проверяется по формуле [pic]где [pic]- допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм2 [pic] 6. Проверочный расчет подшипников6.1. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетнойдинамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем :угловая скорость вала [pic], осевая сила в зацеплении - Fа = 1530 Н,реакции в подшипниках - RXB = 3400 Н, RYB= 7557 Н. В результате расчета намнеобходимо уменьшить размеры ранее выбранного подшипника, это подшипниклегкой широкой серии 7508 c характеристиками: d = 40мм, D = 80 мм, Т =25 мм, Сr = 56 кН, е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.Подшипники установлены по схеме враспор.6.2. Определяем осевые составляющие радиальных реакцийRg1 = 0,83 e RBY = 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H,Rg2 = 0,83 e RBX = 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H,6.3. Определяем осевую нагрузку подшипникаRa1= Rs1= 1188 Н, Ra2 = Rs1 + Fa = 2718 H.6.4. Определяем отношения: [pic]где V - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем кольце подшипникасогласно табл.9.1 (3) V = 1.6.5. По соотношению 0,35 < 0,381 и 0,36 < 0,381 выбираем формулу дляопределения эквивалентной динамической нагрузки, воспринимаемойподшипником, Re ; Re= VRrKg KT,Kg - коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (3) Kg =1,2,КT - температурный коэффициент, по табл. 9.5 (3) =1, KT тогдаRe = 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H,6.6. Определяем динамическую груэоподъемность [pic]где Lh - требуемая долговечность подшипника, при длительной работе привода,принимаем 5000 ч.Crp < Сr , значит подшипник пригоден к применению.----------------------- [pic] [pic] [pic]




Нажми чтобы узнать.

Похожие:

Расчет зубчатой передачи icon«Диофантовы уравнения в 20-м столетии»
Такое условие естественно возникает как в чисто теоретических математических задачах, так и в прикладных. Примером может служить...
Расчет зубчатой передачи iconПроект зубчатой передачи

Расчет зубчатой передачи iconГ. В. Плеханова (технический университет) утверждаю заведующий кафедрой проф. /Габов В. В. / " " 200 г. Кафедра кгм и тм курсовой проект
Содержание пояснительной записки: Рассчитать геометрические параметры зубчатой передачи по контактным и изгибным напряжениям. Выполнить...
Расчет зубчатой передачи icon3. 3 Расчет и построение диаграммы уровней
Расчет диаграммы уровней заключается в определении уровней передачи. Приема на входе и выходе усилений для верхнего по частоте канала,...
Расчет зубчатой передачи iconЗадание для курсового проектирования
Расчёт и построение динамической характеристики. Расчёт коэффициента передачи пред оконечного каскада
Расчет зубчатой передачи iconРасчет прямозубой цилиндрической передачи

Расчет зубчатой передачи icon927 500,00 (девятьсот двадцать семь тысяч пятьсот) рублей 00 копеек, включая ндс
Условия оплаты: Безналичный расчет, авансирование до 30%, окончательный расчет после осуществления поставки и подписания акта приема-передачи...
Расчет зубчатой передачи iconКомплексное задание "Энергетический расчет спутниковой линии связи для передачи телевизионных сигналов"
Требуется рассчитать линию связи "Исскуственный спутник Земли (исз) Земля" и определить мощность бортового передатчика, необходимую...
Расчет зубчатой передачи icon8 расчет параметров передачи
Электрическое состояние проектируемой кабельной линии характеризуется следующими параметрами
Расчет зубчатой передачи iconМоменты и силы, действующие в механической системе (МС) привода
В каждом приводе станка или пр имеется механическое устройство, преобразующее характер и параметры вращательного движения вала двигателя....
Разместите кнопку на своём сайте:
Документы


База данных защищена авторским правом ©rushkolnik.ru 2000-2015
При копировании материала обязательно указание активной ссылки открытой для индексации.
обратиться к администрации
Документы