 |
 |
 |
 |
 |
 |
Диссертации на заказ
дипломы на заказ
рефераты на заказ
Форум
Наш партнёр:
ChangePoint.Ru -
Обмен WebMoney в Израиле
Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ
скачать реферат
5) Условие отсутствия заклинивания передачи: z1>17; z2>20; z3>85; z3-z2
Пусть число зубьев первого колеса z1, тогда можно составить уравнение для определения чисел зубьев:
z1:z2:z3:C0 = z1: z1(U-2)/2:z1*(U-1):z1*U/k.
РАСЧЕТ. z1:z2:z3:C0 = z1: z1*(10-2)/2:z1*(10-1):z1*10/k
z1:z2:z3:C0 = z1(1:4:9:10/k)
Примем z1=20, тогда z2=204=80; z3=20*9=180
Условие отсутствия заклинивания выполняется, тогда из условия соседства сателлитов имеем:
K
2.3 Определение КПД привода и подбор электродвигателя
Используемые в данном пункте формулы приведены из методического указания [2].
При заданном крутящем моменте Твых, нм, на выходном валу и частоте вращения nвых, мин-1 выходного вала определяется требуемая выходная мощность Рвых, Вт, привода по формуле: Рвых=Твыхnвых/30.
РАСЧЕТ. Рвых = 24*28*3,14/30 = 70,37Вт
КПД привода определяется по формуле: = пл*(H)i, где пл КПД планетарной ступени; i - КПД i-ой ступени с неподвижными осями. КПД обращенного зубчатого механизма при ведущем колесе (H)13 = (n)2k , где к число сателлитов. КПД одной ступени с неподвижными осями колес при установке валов на подшипниках качения принимается для открытых цилиндрических передач i = 0,95…0,96.
РАСЧЕТ. Выбирая среднее значение из промежутка, получаем i = 0,955.
13 = 0,9552*2 = 0,83
КПД планетарной ступени определяется по формуле из табл.1.1. Так как рассматриваем передачу от колеса к водилу и передаточное отношение больше 1, то используем формулу: пл=1/U(1-13 (1-U)).
РАСЧЕТ. пл =1/10(1- 0,83(1-10)) = 0,85
Тогда =0,850,9752=0,81.
Требуемая мощность электродвигателя Рвх = Рвых/ =70,37/0,81= 86,88 Вт.
С учетом условий работы, требуемой мощность и частоты вращения nвх, выбираем тип электродвигателя и его характеристики. Возьмем электродвигатель: АОЛ-II-4, где Р = 120 Вт и nд = 1400 мин-1.
После выбора электродвигателя уточним фактическое передаточное отношение привода UФ=nд/nк. Пи этом передаточное отношение передач с неподвижными осями будет равно U1*U2 … Un = UФ /Uпл
РАСЧЕТ. U = 1400/28=50 U1*U2 … Un = 50/10=5
Так как передаточное отношение передач с неподвижными осями равно 5, что больше 4, значит имеем 2 ступени. 1 ступень = 2/3U = 2*5/3=3,33 = U1, а 2 ступень = 1/3U=1*5/3=1,67=U2
2.4 Расчёт зубчатой передачи с неподвижными осями колес
Зубчатые передачи с эвольвентным профилем зуба являются самым распространенным видом механических передач в машино- и приборостроении. Меньшее из зубчатых колес, находящихся в зацеплении, называется шестерней, а большее колесом. Работоспособность зубчатых передач зависит в основном от материалов колес и их термической обработки, от точности изготовления колес, валов, на которые устанавливаются колеса, и прочих деталей.
Расчет на прочность цилиндрических зубчатых передач регламентирован ГОСТ 21354-81. Точность зубчатых передач регламентирована ГОСТ 9178-81 при модуле m<1мм и ГОСТ 1643-81 при m 1мм, которые предусматривают 12 степеней точности. В приборостроении применяют зубчатые передачи 6, 7 и 8-й степеней точности.
2.4.1 Выбор материала. Проверка зубьев по контактным
напряжениям и напряжениям изгиба.
Термически обработанные стали являются основным материалом для зубчатых колёс. Термообработка проводится для увеличения
Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ
Проектировочный расчет зубчатой передачи Определим расчетное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы N=60n2Lh, где Lh заданный срок службы передачи, n2 частота вращения колеса. РАСЧЕТ. n2= nд/U = 1400/3,33 = 420,42 (мин-1) N=60420,4211103=277477,2103 Коэффициент долговечности передачи определяется по формуле: КHL=6NHO/N, где NHO базовое число циклов напряжений; принимается по ГОСТ 21354-75 (так как НВ<200, то NHO =107). РАСЧЕТ. КHL=6107/277477,2103=60,036=0,66 Получилось, что КHL<1, принимаем его равным 1. Величина допускаемого контактного напряжения определяется по формуле: adm=KHL0Нlimb/[SH], МПа, где 0Нlimb предел контактной выносливости, определяется по табл. 2.7 [1], 0Нlimb=2НВ+70=2198+70=466, МПа; SH коэффициент безопасности, который при однородной структуре материала принимается равным 1,1. РАСЧЕТ. adm=1466/1,1=423,6 МПа. Определим предварительную величину межосевого расстояния из условия контактной прочности зубьев колёс по формуле а'49,5(U+1)3 T2KH/baU22adm, мм, где U передаточное отношение рассчитываемой зубчатой передачи; Т2 момент на колесе, Нмм; ва коэффициент ширины зубчатого венца колеса; КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. РАСЧЕТ. Т2=ТдвU1, где =0,975, Tдвиг=30Рдв/nдв= =301203,141400=0,8 (Нм). Т2=0,83,330,975=2,6 (Нм) Опираясь на ГОСТ 21354-81 и табл. 2.8 [1], ва=0,2; Так как твёрдость материала колёс меньше 350 НВ и окружная скорость меньше 15 м/с, то коэффициент можно принять равным 1,0. (примечание к табл.2.9[1]) а'>49,5(3,33+1) 32,61*103/0,23,332423,62 =40,7 (мм). Модуль зубьев числа колес выбирается на интервале m=(0,01…0,02) а, мм. m=(0,41…0,81). Опираясь на стандартные значения модуля, приведённые в ГОСТе 9563-80, выберем m=0,5. Определим числа зубьев z1 и z2 шестерни и колеса: z1=2а/m(1+U) и Z2=z1U. РАСЧЕТ. z1=240,7/0,5(1+3,33)=38 и Z2=383,33=128 Теперь уточним межосевое расстояние: а=m(z1+z2)/2=0,5(38+128)/2= =41,5, мм и передаточное отношение U = z1/z2 =128/38 = 3,37
Проверка прочности зубьев колёс на изгиб При твердости материалов колес НВ 350 коэффициент долговечности определяется по формуле: КFL = 6NFO/N, где NFO базовое число циклов перемены напряжений равное 4106; РАСЧЕТ. КFL= 64106/277477,2103 = 0,49. Так как 1 КFL 2,1, то берём КFL=1. Допускаемое напряжение на изгиб adm=KFCKFL0F limb/SF, где КFC коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, при нереверсивной передаче КFС=1; 0F limb предел выносливости зубьев при изгибе, F limb=1,8HB, МПа (табл.2.7[1]); SF коэффициент безопасности, SF=1,75(табл.2.7[1]). Проверка прочности зубьев колёс на изгиб производится по тому из колёс передачи, для которого отношение adm/YF, (YF- коэффициент формы зуба) меньше. РАСЧЕТ. Для шестерни: adm=1*218*0,49/1,75=61,04, МПа,. Для колеса: adm= 1*198*0,49/1,75 =55,44, МПа YF для шестерни (z1) =3,72, YF для колеса(z2) = 3,6 Для шестерни adm/YF = 61,04/3,72 = 16,4 Для колеса adm/YF = 55,44/3,6 = 15,4 Расчёт будем вести по колесу. Формула
скачать реферат
1 2 3 4 5
Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ
Внимание! Студенческий отдых и мегатусовка после сессии!