Цилиндрический редуктор (БЛОК1цп)

Посмотреть архив целиком

УСЛОВНАЯ ОКРАСКА

заданные значения

принятые табличные значения (в т. ч. по ГОСТ)

Полученные в результате расчета

принятые по результатам расчета

Цилиндрический редуктор

Проектировочный расчет

Группа –хх-хх

Иванов д.а.

1. Анализ структуры привода, выбор двигателя

2. Кинематический и силовой расчет

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет основных геометрических параметров передачи

5. Проверочные расчеты

6. Предварительный расчет валов и подшипников

1. Анализ структуры привода, выбор двигателя

ЗАДАНО:

В состав привода входят:

1. Электродвигатель;

2. Механическая передача 1(Мех.устройство1 - МУ1)

3. Механическая передача 2(Мех.устройство2 - МУ2)

4. Исполнительное устройство(не показано)

Проводим анализ потребной мощности на валу и частоты вращения вала на входе исполнительного устройства :

ПО ЗАДАНИЮ:

ПРИНИМАЕМ КПД устройств:

Общий КПД:

Требуемая мощность электродвигателя:

ПРИНИМАЕМ двигатель мощностью1.1 кВт:

Ориентировочные значения передаточных чисел привода

при различных типах двигателя:

3000 об/мин






1500 об/мин






1000 об/мин






750 об/мин

мощность двигателя не меньше требуемой

для упращения конструкции предаточного устройства

ПРИНИМАЕМ передаточные числа устройств:

По заданию МУ1-зубчатый редуктор

МУ2- червячная передача передача

по предаточному числу выбрали червячную передачи

из таблицы (см. табл. 2.1)

По полученным значениям принимаем двигатель типа 4А180М8

c асинхронной частотой вращения 730 об/мин мощностью 15 кВт.

2. Кинематический и силовой расчет

n1 =nДВ - частота вращения вала двигателя

Здесь n1 и n2 частоты вращения входного и выходного валов редуктора, n3 частота вращения исполнительного устройства

Мощности на валах редуктора (МУ1) и (МУ2) определяются след. образом .

Угловые частоты вращения валов

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

Принимаем для изготовления колес распространенную сталь 45

с термообработкой (Таб.2.8)

Шестерня Колесо

Сталь 45

Улучшение( до диаметров 80 мм)

Сталь 45

Улучшение(д болле 80мм)

Твердость поверхностей зубьев по Бринеллю (Табл. 2.6,2.7 [1])

3.1. Допускаемые контактные напряжения

3.1.1. Допускаемые контактные напряжения при базовом числе циклов нагружения, МПа (Табл.2.7 [1])

3.1.2. Базовое число цикло нагружения (Табл. 2.6, 2.7 [1])

3.1.3. Число циклов перемены напряжения

Срок службы:

3.1.4. Коэффициент долговечности

3.1.5. Ограничения на коэффициент долговечности

Принимаем:

Коэффициент безопасности,

3.1.6. Допускаемые контактные напряжения, МПа

Принимаем:

3.2. Допускаемые изгибные напряжения

3.2.1. Допускаемые изгибные напряжения при базовом числе циклов нагружения ,МПа (Табл. 2.7)

3.2.2. Базовое число циклов нагружения (Табл. 2.7.)

3.2.3. Число циклов перемены напряжения

3.2.4. Коэффициент долговечности

3.2.5. Ограничения на коэффициент долговечности

Принимаем

3.2.6. Допускаемые изгибные напряжения, МПа

4. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТОРОВ ПЕРЕДАЧИ

4.1.МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ

Межосевое расстояние аw должно быть больше или равно

Принимаем следующие значения параметров, входящих в расчетную формулу (1)

4.1.1. Вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес . (табл. 2,9 )

4.1.2. Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца. (табл.2.11 [1])

4.1.3. Относительная ширина венца колеса (табл.2.23 [1]),

4.1.4. Расчетное значение межосевого расстояния, мм

4.1.5. Округляем расчетное значение межосевого расстояния передачи, выбрав его из ряда размеров Ra40. (табл. 2.5)

4.2.РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ КОЛЕС ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.2.1. Угол профиля

4.2.2. Модуль зацепления

Модуль зацепления (мм) выбираем по эмпирической формуле

= (0.01...0.03)

4.2.3. Значение модуля по ГОСТ (табл.2.21[1]),

4.2.4. Предварительное значение угла наклона линии зуба из диапазона = 10-20градусов (deg),

4.2.5. Числа зубьев шестерни и колеса находим из решения уравнения

4.2.6. Принимаем целочисленное значение чисел зубьев

4.2.7. Фактическое значение передаточного числа

Допускаемая погрешность не более 2,5 %

Фактическая погрешность, %

4.2.8. Уточненное значение угла наклона линии зуба

4.2.9. Делительные диаметры, мм

4.2.10. Межосевое расстояние (проверка)

или

4.2.11. Окружности выступов, мм

4.2.12. Окружности впадин, мм

4.2.13. Ширина венцов, мм

Принимаем

=+(1.5...5)

Принимаем

Проверка. Должно выполняться неравенство

Условие выполнено

5. Проверочные расчеты

5.1 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Проверочные расчеты выполняются по методике [1].

Контактные напряжения вычисляются по формуле:

Ранее были найдены:

Окружная скорость

Принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колес (табл.2.20 )

Требуемое значение коэффициента ширины венца зубчатого колеса

Фактическик контактные напряжения находятся по формуле (2)

Коэффициенты и параметры формулы (2)

Коэффициент формы зуба (табл.2.15),

Коэффициент свойств материалов (табл.2.9 [1]),

Коэффициент длины контактной линии находится через коэффициент торцевого перекрытия (табл.2.17),

Коэффициент динамичности нагрузки (табл.2.19),

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл.2.10),

Удельная расчетная окружная сила

Фактические контактные напряжения

Допускаемая перегрузка 5%

Фактическая недогрузка /перегрузка , %

5.2 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Фактическик изгибные напряжения находятся по формуле (3)

Коэффициенты и параметры формулы (3)

, - коэффициенты формы зуба находится через эквивалентное

число зубьев и (табл. 2.18 [1] )

Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба (табл.2.16),

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по между зубьями (табл.2.10),

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по длине зубьями (табл.2.11),

Коэффициент учитывающй динамичность нагрузки (табл.2.19),

Удельная расчетная окружная сила

Фактические изгибные напряжения

Недогрузка, %

6. Предварительный расчет валов и подшипников

Исходными данными для проектирования являются:

Момент на входном валу

Момент на выходном валу

Расчет диаметров выходных концов валов проводим

при пониженных значениях напяжений на кручение[]

Вал шестерни

ПРИНИМАЕМ

- Выбрали с учетом диаметра ближайшое стандартное значение из ряда Ra40

Принимаем диаметр вала под подшипник


Диаметр вала под уплотнением

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

Вал колеса

ПРИНИМАЕМ

Принимаем диаметр вала под подшипник


Диаметр вала под уплотнением


Диаметр вала под колесом

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

Диаметр упорного выступа для вала 80мм

ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Предварительно выбираем подшипники качения по диаметру вала под подшипник.

Подшипники установлены "враспор"

Тихоходный вал

Быстроходный вал

№ 210

легкой серии

№ 213

легкой серии

Номер и тип и серия

подшипника

Динамические

грузоподъемности ПК

Статические

грузоподъемности ПК

Внутренний диаметр

Наружный диаметр

Ширина подшипника

Выбираем смазку подшипников качения.

При окружной скорости зубчатых колес м/с подшипники смазываются пластичной смазкой. Необходимы мазеудерживающие кольца . При м/с кольца не нужны

= 6...9 мм - прмерная ширина кольца .

Силы, действующие в зубчатом зацеплении

Окружные силы

Радиальные силы

Осевые силы


Случайные файлы

Файл
20218.doc
162657.rtf
73266-1.rtf
23088.rtf
168893.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.