Мощность сил полезных сопротивлений. Расчет КПД механизма реверсивного привода. Кинематический расчёт механизма. Выбор материала для изготовления зубчатых колес и методов упрочнения поверхности

Страницы работы

10 страниц (Word-файл)

Содержание работы

 


2.1 Мощность сил полезных сопротивлений, приложенных к валам А и Б:

Полезная мощность:

2.2 Расчет КПД механизма реверсивного привода:

КПД группы параллельно соединенных ступеней механизма:

КПД редуктора:

КПД всего механизма:

2.3 Расчет требуемой мощности электродвигателя.

2.4 Выбор типа электродвигателя.

Рномен.полез./nмех.=87,441/0,6751=129,5Вт

Выбираем электродвигатель постоянного тока СЛ-565.

Мощность электродвигателя РДВ.=170Вт

Частота вращения вала: nДВ.=3000об/мин         

Диаметр корпуса D=108мм, длина между торцами L=173мм, диаметр вала электродвигателя, вес G=53Н.

3. Кинематический расчёт механизма.

3.1    Передаточные отношения механизма

3.2 Разбивка по ступеням общих передаточных отношений.

                                          U45=31,6      Z4=10     Z5=316

U23=9,5        Z2=18     Z3=171

U67=2,5     Z6 =18     Z7 =45

n2=nA=95об/мин, n7=nБ=4об/мин,

n3=n2/9,5=10об/мин, n6=n3

3.3 Расчет частот вращения всех кинематических элементов.

3.4 Расчет угловых скоростей элементов.

4. Предварительный силовой расчет.

4.1 Определение крутящих моментов сил, действующих                                                  на элементы зацепления.

При расчете используется формула мощности вращающего момента,

т. е. мощность момента равна:

, где  Р [Вт]

M [Нм]

w [рад/с]

отсюда:

Расчет мощности полезных сопротивлений производим

по мощности движущих сил.

РА=49,742Вт

Р6=РБ67=37,699/0,94=40,1053Вт

Р2=Р623=40,1053/0,98=40,9238Вт

Р5= Р2А=90,6658Вт

Р4= Р5/ η45=90,6658/0,7=129,5226Вт

Крутящие моменты, действующие на валы редуктора

5.     Выбор материала для изготовления зубчатых колес и методов упрочнения поверхности.

Выберем для изготовления зубчатых колес Сталь 45. Для упрочнения поверхностей зубьев применим улучшение с достижением твердости поверхности по шкале Бринеля, НВ=240-280

Чтобы обеспечить прирабатываемость, сделаем шестерню на 20НВ более твердой. Принимаем:                         для шестерни НВ=280

                                               для колеса НВ=260

Для обеспечения расчета на выносливость выпишим базовые числа циклов перемены напряжений:

NН01=20 млн. циклов

NН02=16 млн. циклов

Характеристики статической прочности:

т.к. зубья колеса рассчитывают на выносливость, следует указать ресурс Lh=12000ч.

Расчет на прочность ведем для не прямых зубьев.

6. Расчет на прочность зубчатых колес.

    Р   А   С   Ч   Е   Т    на    ВЫНОСЛИВОСТЬ

    П  Р  О  Е  К  Т  И  Р  О  В  О  Ч  Н  Ы  Й

    ПЕРЕДАЧ  ЗУБЧАТЫХ ( цилиндрических  С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ)

    3 ноября 2002 года

    _________________________________________________________

                    И С Х О Д Н Ы Е  Д А Н Н Ы Е

    Матеpиал зубчатых колес - Сталь 45

    Термообработка:

      шестеpни Улучшение HB 280, колеса Улучшение HB 260

    Ресуpс 12000 часов

    Частота вращения шестерни  94.94 об/мин

    Передаточное число  9.500000

    Базовое число циклов перемен напряжений:

        шестерни 20000000 циклов, колеса 16000000 циклов

    Угол наклона зуба  15.00 градусов (ориентировочное значение)

    Число зубьев шестеpни  18.00 (ориентировочное значение)

    Кpутящий момент на шестеpне  4.116300 ньютон-метров

    Коэффициент шиpины шестеpни относительно диаметpа 1.000

    Коэффициенты нагpузки:  Kнв= 1.120000, Kfв= 1.250000

    Р  Е  З  У  Л  Ь  Т  А  Т  Ы    Р  А  С  Ч  Е  Т  О  В

    Допускаемое контактное напряжение 533.48 МПа

    Допускаемое напряжение изгиба зубьев 201.60 МПа

       Межосевое расстояние, определенное из условия

       контактной выносливости, 93.749 мм                       Принимаем а=160мм

         Mодуль зацепления, опpеделенный из условия

          выносливости пpи изгибе зубьев, 0.7673 мм         Принимаем т=2

       Начальный диаметp шестеpни, опpеделенный

        условия контактной выносливости, 17.659 мм       

       Шиpина зубчатого венца 17.66 мм                            Принимаем bк=20мм 25мм

    ----------------------------------------------------

    Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Щербаков

    Cтатус пользователя ЭВМ -  Студент

    Cтруктурное подразделение -  Учебная группа ГИ-00

6.3 Уточненный геометрический расчет.

Назначим модуль, присвоив ему стандартное значение.

Принимаем m=2.

Межосевому расстоянию присваиваем значения из стандартного ряда чисел, а=160мм.

Ширина венца зубчатого колеса:

b3=bω=20мм

b2=b3+5=25мм

7. Предварительный расчет валов, подбор подшипников.

7.1 Расчет валов.

Расчет включает определение из условий прочности по касательным напряжениям, возникающим при кручении диаметров валов.

Для стали 45 .

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

7.2 Подбор подшипников.

Поскольку нагрузки не велики, выбираем подшипники шариковые радиальные, используя расчетное значение диаметра. Для быстроходного вала подшипник

№200, d=10мм,D=30мм, В=9мм. Для тихоходного вала подшипник №204, d=20мм, D=47мм, В=14мм.ГОСТ 8338-75.

 Динамическая грузоподъёмность подшипника С2=5900 Н, С3=12700Н. Одновременно с подбором подшипников назначаем диаметр цапф dц2=10мм, dц3=20мм.

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Расчетно-графические работы
Размер файла:
113 Kb
Скачали:
0