Шавель. Содержание Рисунок Кинематическая схема привода 1солнечное колесо быстроходной ступени, 2сателлит быстроходной ступени, 3 коронное колесо быстроходной ступени,
Скачать 223.2 Kb.
|
Содержание Рисунок 1.1. Кинематическая схема привода 1-солнечное колесо быстроходной ступени, 2-сателлит быстроходной ступени, 3- коронное колесо быстроходной ступени, 4- солнечное колесо тихоходной ступени, 5-сателлит тихоходной ступени, 6- коронное колесо тихоходной ступени, Н1-быстроходный вал, Н2-тихоходный вал. Исходные данные: необходимая мощность на валу P1=5кВт, Частота вращения ведущего вала n1=1500 об/мин, Мощность на приводном валу n2=40 об/мин, ε=3,7% 2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 2.1 Выбор электродвигателя nас= n1(1- ε) =1500(1-0,037)=1444,5 об/мин Выбор электродвигателя [1, c25]
2.2 Кинематический расчет привода Общий КПД привода: ηобщ=0,94 принимаем согласно [1, c160]. Найдем общее передаточное число всего редуктора: где асинхронная частота вращения входного вала. Разбивка передаточных чисел по ступеням: UТ=5,7 α1= UТ-1=5,7-1=4,7 , Где UТ передаточное число тихоходной ступени. α1 соотношение количества зубьев коронной шестерни к числу зубьев солнечной шестерни тихоходной ступени. UБ=6,3 α2= UБ-1=6,3-1=5,3, Где UБ передаточное число быстроходной ступени. α2 соотношение количества зубьев коронной шестерни к числу зубьев солнечной шестерни быстроходной ступени. Определяем момент на валах: Где КПД быстроходной передачи принимаем согласно [1, c159]. Где КПД тихоходной передачи принимаем согласно [1, c159]. 3.1. Тихоходная ступень Принимаем Z1=20, где Z1 -количество зубьев солнечного колеса тихоходной ступени. Z2=Z1∙α1=20∙4,7=94, где Z2 -количество зубьев коронного колеса тихоходной ступени. Определяем контактные напряжения: НВ принимаем равным 350 где , коэффициент запаса прочностидля зубчатых колес с однородной структурой принимаем равным 1,1. Определяем начальный окружности колеса 4: Где Kd=770 вспомогательный коэффициент [2, стр.109]. =1,2 обобщенный коэффициент неравномерности распределения нагрузки при плавающем центральном колесе [2, стр.181]. =0,7-относительная ширина колеса [2, стр.181]. Определяем основные параметры зубчатых колес: Модуль зубчатых колес: Расчет рабочей ширины венца: мм, мм, мм. Начальный диаметр окружности сателлита: мм. Межосевое расстояние: мм. Проверочный расчет контактных напряжений: Где =1,77 коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. =275 МПа коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. =1 коэффициент, учитывающий, суммарную длину контактных линий. -удельная расчетная окружная сила находиться по формуле Где - окружная сила в зацеплении. - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении , где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [2, стр.51]: - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [2, стр.51] в зависимости от модуля =4,7 Окружная скорость: Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба, =1,05. Произведем расчет по вышеуказанным формулам: Степень точности принимаем равную 7 [3, стр.69] Перегрузка составляет 3.2. Быстроходная ступень: Z3=20 где Z3 -количество зубьев солнечного колеса быстроходной ступени. Z4=Z3∙α2=20∙4,7=106 где Z4 -количество зубьев коронного колеса тихоходной ступени. Проверка правильности подбора количества зубьев: α1`= α1. Делаем вывод, что количество зубьев подобрано правильно. Определяем контактные напряжения: НВ принимаем равным 150, Определяем начальный окружности колеса а1: Где Kd=770 вспомогательный коэффициент [1, стр.109]. =1,2 обобщенный коэффициент неравномерности распределения нагрузки при плавающем центральном колесе [1, стр.181]. =0,8-относительная ширина колеса [1, стр.181]. Определяем основные параметры зубчатых колес. Модуль зубчатых колес: Расчет рабочей ширины венца: мм мм мм, Начальный диаметр окружности сателлита: мм. Межосевое расстояние: мм. Проверочный расчет контактных напряжений: Где =1,77 коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. =275 МПа коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. =1 коэффициент, учитывающий, суммарную длину контактных линий. -удельная расчетная окружная сила находиться по формуле . Где - окружная сила в зацеплении. - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [2, стр.51]: - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [2, стр.51] в зависимости от модуля =4,7 Окружная скорость: Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба, =1,05 Произведем расчет по вышеуказанным формулам: Степень точности принимаем равную 7. = =6,45 МПа. = . . . Перегрузка составляет 4. Расчет валов При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям: где Т – крутящий момент на валу, Н∙мм; - допускаемое напряжение на кручение. Для определения диаметра выходных концов валов принимаем . Определяем диаметр ведущего вала. принимаем диаметр равным 20 мм. Определяем диаметр ведомого вала. принимаем диаметр равным 60 мм. Расчет вала сателлита тихоходной ступени. Литература 1.кузьмин часть 1 2. атлас |