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

Текст из файла

Содержание:

N_вых = 2,8кВт

u = 5,6; n = 1500 ^об/_мин

График нагрузки:

T₁ = T_max

Q₁ = 1

₁ = 0,1

Q₂ = 0,8

_Lh = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

_общ = _м1 ´ _з ´ _м2

₃ – кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

₃ = 0.97

_м1 – кпд МУВП

_м1 = 0,99

_м2 – кпд второй муфты

_м2 = 0.995

1.2. Выбор электродвигателя

N_вход = N_вых / _общ

N_вход = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель 4А90L₄

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_мин

d = 24мм

 = (2.9 – 2.2) / 2.2 ´ 100% = 31.8% > 5% – этот двигатель не подходит

Беру следующий двигатель 4А100S₄

N = 3.0кВт

n = 1435 ^об/_мин

d = 28мм

1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.

1.3.1. Вал электродвигателя ("0")

N₀ = N_вых = 2,93кВт

n₀ = n_дв = 1435 ^об_/мин

T₀ = 9550 ´ (N₀ / n₀) = 9550 ´ (2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной вал редуктора ("1")

N₁ = N₀ ´ _м1 = 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт

n₁ = n₀ = 1435^об_/мин

Т₁ = 9550 ´ (N₁ / n₁) = 9550 ´ (2.9 / 1435) = 19.3 Hм

1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")

N₂ = N₁ ´ ₃ = 2.9 ´ 0.97 = 2.813кВт

n₂ = n₁ / u = 1435 / 5.6 = 256.25 ^об_/мин

Т₂ = 9550 ´ (2,813 / 256,25) = 104,94Нм

1.3.4. Выходной вал привода ("3")

N₃ = N₂ ´ _м2

N₃ = 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт

n₃ = n₂ = 256.25 ^об/_мин

Т₃ = 9550 ´ N₃ / n₃

Т₃ = 9550 ´ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.1.1. Исходные данные

n₁ = 1435^об/_мин

n₂ = 256.25^об/_мин

Т₁ = 19,3Нм

Т₂ = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи – косозубая

L_n = 10000ч

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьев шестерни  HB₁ = 205

Для зубьев колеса  HB₂ = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_H]_1,2 = (G_H01,2 ´ K_HL1,2) / S_H1,2 [МПа]

G_H0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_H0 = 2HB + 70

G_H01 = 2 ´ 205 + 70 = 480МПа

G_H02 = 2 ´ 175 + 70 = 420МПа

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = 6  N_H0 / N_HE

N_H0 – базовое число циклов

N_H0 = 1.2 ´ 10⁷

N_HE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_HE = 60_n1,2L_h(T₁ / T_max)³ ´ L_hi / L_h

N_HE = 60_n1,2L_h(₁Q₁³ + ₂Q₂³ + ₃Q₃³)

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_h – длительность службы

L_h = 10000ч

N_HE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 (0.1 ´ 1³ + 0.9 ´ 0.8³) = 6 ´ 10¹ ´ 1.435 ´ 10³ ´ 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ´ 10⁷

K_HL1 = 6 1.2 ´ 10⁷ / 48.28 ´ 10⁷ = 0.539

K_HL2 = 6 1.2 ´ 10⁷ / 8.62 ´ 10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL1 = K_HL2 = 1

[G_H]₁ = 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁ = 420 ´ 1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю

[G_H] = 0.5([G_H]₁ + [G_H]₂)

[G_H] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125

должно выполняться условие

[G_H] = 1.23[G_H]_min

469.64 = 1.23 ´ 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_a(u + 1) ³ T₂K_H / (u[G_H])2_ba

K_a = 430МПа

_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

_ba = 2_bd / (u+1)

_bd = 0.9

_ba = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_H – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_H = 1.03

a = 430 ´ 6.6 ³ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)² ´ 0.27 = 2838 ´ ³ 108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185–66

Принимаю a = 125

2.1.7. Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02)a

m = 0.015´125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"

z_i = 2acos/m_n

 – угол наклона зубьев

Принимаю  = 15

z_c = 2 ´ 125 ´ 0.966 / 2.5 = 120.8  120

Число зубьев шестерни

z₁ = z₀ / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18  18

z_min = 17cos³ = 15.32

z₁  z_min

Число зубьев колеса

z₂ = z_c – z₁ = 120 – 18 = 120

u_ф = z₂ / z₁ = 102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

ф = arcos((z_1ф + z_2ф) m_n / 2a)

ф = arcos((102 + 18) ´ 2 / 2 ´ 125) = arcos0.96 = 1512'4''

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d₁ = m_n ´ z₁ / cos_ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂ = m_n ´ z₂ / cos_ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V₁ = d₁n₁ / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 ^м/_с

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V₁ = 2.82 ^м_/с  n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента _ba

_ba = (K_a³ (u_ф + 1)³ T₂ K_H) / (u_a[b_n]² a³)

_ba = 430³ ´ 6.6³ ´ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)² ´ 125³ =
= 2.471 ´ 10¹² / 10.152 ´ 10¹² = 0.253

По ГОСТ2185–66  _ba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = _ba ´ a

b = 0.25 ´ 125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента _bd

_bd = b / d₁

_bd = 31.25 / 37.5 = 0.83

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента K_H

K_H = 1.03

2.2.2. Определение коэффициента F_HV

F_HV = F_FV = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_H = 10800 ´ z_Ecos_ф / a =  (T₁ ´ (u_ф + 1)³ / b ´ u_ф) ´ K_H ´ K_h ´ K_HV  [G_H]МПа

z_E =  1 / E_

E_ = (1.88 – 3.2 ´ (1 / z_1ф + 1 / z_2ф)) ´ cos_ф

E_ = (1.88 – 3.2 ´ (1 / 18 + 1 / 102)) ´ 0.96 = 1.6039

z_E =  1 / 1.6039 = 0.7895

K_h = 1.09

G_H = 10800 ´ 0.7865 ´ 0.96 / 125 ´  (19.3 / 31) ´ (6.6³ / 5.6) ´ 1.09 ´ 1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43

G_H = (411.43 – 407.125) / 407.125 ´ 100% = 1.05% < 5%

2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни [G_F]₁ и колеса [G_F]₂

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