Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

СОДЕРЖАНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Технические данные

P₂=4,5 кВт

n₂=100 об/мин

1.1 Определение общей КПД установки

, где

=0,98 - КПД цепной передачи

=0,99 - Две пары подшипников качения

=0,92 - КПД зубчатой передачи

=0,99 - КПД муфты

1
.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

1.3 Определяем требуемую частоту вращения.

где Uц.п. =3 ;Uред =4

nдв =nз×Uобщ=100×12=1200

1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.

1
.5 Определяем общее передаточное число установки.

1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4

1.6 Пересчитываем Uц.п.

1.7 Определяем вращающий момент на валах

1.71 Вращающий момент на валу шестерни

1.72 Вращающий момент на валу колеса

2. Расчет зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материалов для передач

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса  сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где _{н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее

НВ 350 и термообработкой (улучшение)

К_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1; [n]_H=1,1

2
.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу

Для колеса

Тогда расчетное допускаемое напряжение

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).

Здесь принято . Ближайшее стандартное значение . Нормальный модуль зацепления

; принимаем (стр.36 [1])

2.3 Угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

; принимаем z1=28

тогда принимаем z2=112

2.4 Основные размеры шестерни и колеса:

2.41 Диаметры делительные:

; .

Проверка: .

2.42 Диаметры вершин зубьев:

; ;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с,

где - ω1=

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])

2.5 Коэффициент нагрузки

Значения даны в табл.3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

По табл. 3.4[1] при и 8-й степени точности . По табл.

3.6[1] для прямозубых колес при имеем . Таким образом,

.

2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:

2.7Силы, действующие в зацеплении:

2.71 Окружная ;

2.72 Радиальная ;

2.73 Осевая

2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:

Здесь коэффициент нагрузки .

По табл. 3.7[1] при , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент .

2.81 –коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

При этом и (стр.42 [1]).

Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:

.

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни ;

для колеса .

–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения ;

для шестерни ;

для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты _ и К_F

β=1, т.к. β=0

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69): .

Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем .

Диаметр выходного конца вала

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом .

Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: , , .

Колесо кованое, , , .

Диаметр ступицы ; длина ступицы , из конструктивных соображений принимаем .

Толщина обода , принимаем .

Толщина диска .

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

, принимаем ; , принимаем .

5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

;

;

5.22 Нижний пояс корпуса

, принимаем .

5.3 Диаметры болтов:

5.31 Фундаментных , принимаем болты с резьбой М20;

5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников , принимаем болты с резьбой М16;

5.33 Соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15)

6.1 Вращающий момент на ведущем валу:

Т3 = Т2 =97 Н∙мм

6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6

6.3 Число зубьев:

6.31 Ведущей звёздочки

6.32 Ведомой звёздочки

Принимаем

Тогда фактическое

6.4 Отклонение δ%

, что допустимо.

6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38)

,

Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр - учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп =учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1.

6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1]

,

где

Среднее значение допускаемого давления при

Шаг однорядной цепи:

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов реферата