| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Дипломная работа: Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого конічно-циліндричного редуктора; 3,78۰1,3 4۰2; 4,914<8. Умова виконується, тобто даний електродвигун можна використовувати з даним редуктором. 1.1.2 Розрахунок загального і поодиноких передатних відношень редуктораВизначимо загальне передатне число редуктора: (1.7) Приймаємо Передатне число редуктора: 1.1.3 Розрахунок частот обертання, потужностей і обертальних моментів на валахВизначимо частоти обертання валів: ; ; ; Визначимо потужність на валах редуктора: ; ; ; . Визначимо кутові швидкості зубчатих коліс і шестерень по формулі: ; (1.8) ; ; ; Обертальний момент визначимо по формулі: ; (1.9) ; ; 1.1.4 Вибір розрахункового навантаженняВизначаємо загальний час роботи редуктора приводу по формулі: , (1.10) де – час роботи редуктора, =10 років; – число робочих днів в році, nр.д=300; – число змін, =3; – тривалість зміни, =8; – коефіцієнт використання приводу, =0,6. . Визначимо число циклів навантаження на всіх ступенях редуктора: , (1.11) де – число циклів вантаження на всіх ступенях редуктора. ; ; ; . Оскільки число навантажень на кожному ступені 1,2 3 і 4 валів перевищує значення, то розрахунок ведемо по першому ступеню діаграми. Визначимо номінальний момент на валах: ; (1.12) ; ; Результати розрахунку початкових даних представимо у вигляді таблиці. Таблиця 1.4. Кінематичні і силові параметри редуктора
Початковими даними для проектування є: - обертальний момент на валу колеса, Т2=0,0722 кН·м; - частота обертання шестерні, n1=2880 об/хв; - передатне число u1-2=5. 1.2.1 Вибір матеріалів для виготовлення колеса і шестерніДля нежорстких умов до габаритів передачі вибираємо [2]: Термообробка: поліпшення; Твердість поверхні зуба шестерні: HB360.380; Твердість поверхні зуба колеса: HB300.340; Матеріал зубів шестерні і колеса – сталь 45 [11]; Механічні властивості матеріалів: sНlim = 670Мпа; sFlim = 590 Мпа. 1.2.2 Приблизне визначення граничних та допустних напруг для матеріалів конічної передачіДопустна напруга при проектувальному розрахунку на витривалість зубів при вигині визначається по формулі: , (1.13) де – гранична напруга зубів передач на витривалість. ; . Допустна напруга при проектувальному розрахунку на контактну витривалість визначається по формулі: , (1.14) де – коефіцієнт запасу міцності для зубчатих коліс з однорідною структурою схильних до поліпшення. ; . 1.2.3 Наближений проектувальний розрахунок головного і основних параметрів передач з умови забезпечення контактної міцності зубівДіаметр зовнішнього ділильного кола колеса (на додатковому конусі) , (1.15) де - коефіцієнт, що враховує знижену здатність навантаження конічних передач в порівнянні з циліндричними; = 1,2+0,2u – для кривозубих коліс. . приймаємо рівним 1; - коефіцієнт ширини зубчатого вінця по зовнішній конусній відстані [2]; - коефіцієнт навантаження приймаємо рівним 1,3. ; Визначення зовнішньої конусної відстані: . Вибираємо числа зубів шестерні . Числа зубів колеса визначимо по формулі: , де – число зубів колеса; – число зубів шестерні; – передатне відношення передачі. . Визначимо основні розміри коліс передач: Діаметр ділильного кола: Шестерні: . Колеса: . Діаметр окружністі впадин: Шестерні: . Колеса: Фактичний середній модуль: . Діаметр кола виступів: Шестерні: . Колеса: . Кути ділильних конусів: Шестерні: . Колеса: . Міжосьова відстань: . Середня конусна відстань: . Ширина зубчатого вінця: , приймаємо . . Кут нахилу кругових зубів: 1.3 Розрахунок циліндричних передач1.3.1 Наближений проектувальний розрахунок головного і основних параметрів передач з умови забезпечення контактної міцності зубівРозрахунок передачі №2 і №3 представимо у вигляді таблиці. Таблиця 1.5. Результати проектувального розрахунку головного і основних параметрів передач №2 і №3
. Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11 |
ИНТЕРЕСНОЕ | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|