Реферат Автоматизоване проектування механічної передачі

Тема: Курсовые проекты

Визначаємо кутові швидкості? i і обертаючі (крутящие) моменти Т i на валах:

· вал 1

3,14 · 300/30=31.4 рад/с.

3 700/31.4=117,8 Нм;

· вал 2

? 2=3,14 · 75/30=7,85 рад/с;

T 2=3500/7,85=445,9 Нм.

Автоматизований розрахунок передачі в модулі APM Trans

Розрахунок прямозубой передачі зовнішнього зачеплення виконаний з використанням модуля APM Trans системи автоматизованого проектування APM WinMachine. Результати розрахунку наведено на малюнках (ріс.1-4).

Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Обрано матеріал для зубчастих коліс:

· для шестерні - сталь 45, термообробка - загартовування;

· для колеса - сталь 45, термообробка - поліпшення.

Допустиме контактне напруження для зазначених матеріалів [?]=555 МПа, потужність на відомому валу редуктора Р 2=3,5 кВт, крутний момент Т 2=445,9 Нм, міжосьова відстань за результатами розрахунку а w=154 мм, число зубів шестерні z 1=41, число зубів колеса z 2=164, модуль зачеплення m=1,5 мм.

Основні розміри шестерні і колеса

Діаметри початкових кіл після зсуву вихідного контуру

d w1=61.6 мм;

d w2=241,4 мм.

Перевірка:

(61,6 + 246,4)/2=154 мм.

Діаметри вершин зубів коліс da1=64.749 мм; da2=249,249 мм; ширина колеса b2=74 мм ,; ширина шестерні b1=79 мм.

Сили, що діють в зачепленні:

· окружна +3612 Н;

· радіальна тисячу триста тридцять три Н.

Оцінка міцності зубів на витривалість по контактним напруженням і напруженням вигину

Допустиме контактне напруження [? ] К=554,5 МПа.

Допустиме згинальної напруга

· для шестерні [? ] І=353 МПа;

· для колеса [? ] І=286 МПа

Робочі напруги:

· шестерні? Кш=552,3 МПа; ? Кк=552,3 МПа;

· колеса? Іш=174 МПа; ? Ік=171 МПа;

Оскільки робочі напруги менше допускаються, - умова міцності виконано.

Згенерований в результаті автоматизованого розрахунку креслення зубчастого колеса приведений у розділі 3 на рис. Х.

Рис.1. Вихідні розрахункові дані

Рис.2. Розміри коліс

Рис.3. Напруги допускаються і робочі

Рис.4. Навантаження в зачепленні передачі

. Проектувальний розрахунок валів передачі в модулі АРМ Shaft і оптимізація конструкції по втомної міцності

Попередній розрахунок валів редуктора

Проектування валів редуктора починають з орієнтовного визначення діаметром вихідних кінців з розрахунку на чисте крутіння за зниженими допускаються напруженням без урахування впливу вигину

де Т - крутний момент, Н-мм; [?] к-допустиме напруження на кручення; для валів зі сталей 40, 45, Ст 6 приймають знижене значення [?] к=20-25 МПа (Н/мм2). Отриманий результат округлюють по ГОСТ до найближчого значення із ряду R40:

Ведучий вал

Обертаючий момент Т1=117,8 · 103 Нмм, допустиме напруження на кручення [?] к=25 МПа.

Діаметр вихідного кінця провідного вала

=(16 · 117,8 · 103/3,14 · 25) 1/3=28,8 мм

Приймаємо з конструктивних міркувань dB1=30 мм.

Відомий вал

Обертаючий момент Т2=445,9 · 103 Нмм, допустиме напруження на кручення [?] к=25 МПа.

Діаметр вихідного кінця веденого вала

=(16 · 445,9 · 103/3,14 · 25) 1/3=45,7 мм

Приймаємо з конструктивних міркувань dв2=50 мм.

З урахуванням значень діаметрів вихідних кінців приймаємо діаметри ділянок під підшипниками

dBп1=35 мм