Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Расчет двухступенчатого редуктора - файл ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА11.doc


Расчет двухступенчатого редуктора
скачать (72.9 kb.)

Доступные файлы (1):

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА11.doc326kb.11.05.2007 19:26скачать

содержание

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА11.doc

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
Рассматривается привод подъема груза грузоподъемной машины.



  1. Электродвигатель;

  2. Соединительная муфта;

  3. Редуктор;

  4. Барабан.


F=3000+600•i (H), (i - вариант);

F=3000+600•4=5400(H);

V=43-i (м/мин);

V=43-4=39(м/мин).

  1. Определение параметров исполнительной части устройства.




    1. Определение диаметра каната



    1. Определение диаметра барабана



    1. Определение вращающего момента на барабане.



    1. Определение частоты вращения барабана.



    1. Определение мощности на барабане.



  1. Определение характеристики электродвигателя.




    1. Определение КПД привода.












    1. Выходная мощность привода.




    1. Подбор двигателя по мощности.

Рдв ≥ Рвх;

Рдв =4кВт.


    1. Определение максимальной частоты вращения на входе

Nmax=Nb +imax;

imax=25, максимальное передаточное отношение редуктора.

Nmax=67,8725=1697(об/мин).

    1. Определение синхронной частоты двигателя.

Nc ≤Nmax;

Принимаем Nc=1500(об/мин).


    1. Определение асинхронной частоты двигателя.

Nа=0,96•1500=1440(об/мин).

  1. Определение передаточного отношения редуктора.




    1. Определение передаточного отношения.




    1. Передаточное отношение тихоходной ступени.




    1. Передаточное отношение быстроходной ступени.




  1. Расчёт вращающих моментов в кинематической цепи привода.




    1. Вращающий момент на выходе редуктора.



    1. Вращающий момент на колесе тихоходной ступени.



    1. Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени.



    1. Вращающий момент на колесе быстроходной ступени.



    1. Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени.



    1. Вращающий момент на входе в редуктор.



  1. Определение частот вращения валов.


Частота вращения на входном вале:

nA=1440(об/мин);

Частота вращения на промежуточном вале:



Частота вращения на выходном вале:



  1. Проектный расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.




    1. Назначение материала и виды термической обработки для зубчатых колес.

Для шестерни назначаем материал Сталь 40 Х ГОСТ 4543-71, для колеса назначаем Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.

Термообработка – закалка с высоким отпуском.

Твердость шестерни Н1=280…300 НВ;

Твердость колеса Н2=260…280 НВ.


    1. Расчет допускаемого контактного напряжения для шестерни.



σНО1 – предел контактной выносливости материала шестерни;

SН – коэффициент безопасности;

^ КHL1 – коэффициент долговечности, учитывающий время и режим работы передачи;

σНО1 =2Н1СР+70=2•290+70=650 (МПа);

SН =1,1 – структура материала однородна.
Будем рассчитывать привод на 24000 часов работы при среднем режиме нагружения
^ Эквивалентное время работы при расчёте на контактную выносливость:

tНЕ=t•µН , где

µН – коэффициент эквивалентности стандартного режима нагружения,

µН =0,25;

tНЕ=24000•0,25=6000ч.;

коэффициент долговечности определяется по формуле:



^ NHO – базовое число цикла;

NHЕ – эквивалентное число цикла;

NHO =NH1ср3=290 3 =24389000, принимаем

NHO =2,4•10 7 ;

^ NHЕ =n2 • tНЕ=275,33•6000=1651980, принимаем

NHЕ =1,7•10 6 ;





    1. Допускаемое контактное напряжение для колеса тихоходной ступени.




σНО1 =2Н2СР+70=2•270+70=610 (МПа);

SН =1,1 – структура материала однородна.


^ NHO =NH1ср3=2703 =19683000, принимаем

NHO =2•10 7 ;

NHЕ =nb • tНЕ=67,87•6000=407220, принимаем

NHЕ =4•10 5 ;







    1. Допускаемое контактное напряжение.






1,25min =1145;

1019,5<1145;

принимаем [ σH ] =1019,5(МПа).



    1. Расчет межосевого расстояния

;

^ ЕПР =2•105 МПа – приведенный модуль упругости;

Т=519,9•1000=519900;

kНb =1,2 – проектное значение коэффициента концентрации;

iТ =4,05;

Н ] = 1019,5;

fВА = 0,3 – относительная ширина зубчатого венца;



принимаем АW =148 мм.



    1. Назначение модуля зацепления.


m = (0.01…0.02)• АW;

m = 1.48…2.96;

принимаем m = 2.5



    1. Назначение угла наклона зуба.

8< β< 20

принимаем β = 12.



    1. Определение чисел зубьев.







принимаем z1 = 23;

z2 = z1 • iT =22,93 •4,05 = 92,87 ;

принимаем z2 =93.


    1. Определение фактического угла наклона зуба.







    1. Определение основных размеров зубчатых колес.








принимаем bW2 = 45мм.;



  1. Проверка работоспособности зубчатой передачи тихоходной ступени.




    1. Проверка передачи на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.




      1. Коэффициент нагрузки.



определим значение коэффициента концентрации kH:





определяем значение коэффициента динамичности:




степень точности передачи – 8 (точная передача общего назначения).





      1. Определение коэффициента прочности косозубой передачи.




по таблице находим коэффициент kH, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами контактирующих зубьев.

kH = 1,08;

находим коэффициент торцевого перекрытия:





      1. Фактическое передаточное число тихоходной ступени.






      1. Вращающий момент на шестерни тихоходной ступени.






      1. Значение контактного напряжения в полосе зацепления.




      1. Проверка работоспособности.


По условию контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев передача работоспособна.



    1. Проверка зубчатых колес тихоходной ступени на изгибную выносливость.




      1. Коэффициент нагрузки при расчетах на изгиб.




определяем коэффициент концентрации kF:

kH =1.15;

определяем коэффициент динамичности kFH:

kFH =1,04;





      1. Определение коэффициента изгибной прочности.




kF =1,22 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;






      1. Окружная сила в зацеплении.






      1. Определение коэффициентов прочности зубьев.










YF1 = 4.05, YF2 = 3,75;

      1. Вычисление растягивающих напряжений в основании зуба.












      1. Определение допускаемого изгибного напряжения для шестерни.




F01 = 1,8•H1 =1.8•290=522 МПа;
эквивалентное время работы при изгибе

tFE =t • F =24000•0.143 =3462 ч.;
Определяем эквивалентное число циклов нагружения шестерни при изгибе:





^ NFG =4•106 – базовое число циклов при изгибе.

Так как NFE1 > NFG , то kFL1=1;

kFС = 1, зубья работают одной стороной,

SF =1,7 – коэффициент безопасности.





      1. Определение допускаемого изгибного напряжения для колеса.




F01 = 1,8•H2 =1.8•270=486 МПа;





      1. Проверка изгибной выносливости колес.


F1  [F]1 129<308.8;

F2  [F]2 120<285;
Условия изгибной выносливости для тихоходной ступени выполняются.
Заключение: в соответствии с критериями, установленными ГОСТ, зубчатая передача тихоходной ступени редуктора обеспечивает работоспособность в течение 24000 часов при среднем стандартном режиме нагружения.


Скачать файл (72.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации