Проектирование узла привода (КПД привода равен 0,9224; передаточное число привода - 13,64)

Страницы работы

Содержание работы

SPB9

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Механико-машиностроительный факультет
Кафедра

"Машиноведение и детали машин"

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ №2

"ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛА ПРИВОДА"

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА

МДМ 02.00.00.08.ПЗ

Студент                                                                А. Тишков

Группа                                                               3041/2

Преподаватель                                                              Е.В. Заборский                                  

Санкт-Петербург

2011


1.Энерго-кинематический расчёт привода.

1.1.Опеределение КПД двигателя.

КПД быстроходной зубчатой передачи:

КПД тихоходной зубчатой передачи:

КПД подшипников качения:

КПД смазки:

КПД привода:

Потери мощности между I и II валами: 
Потери мощности между II и III валами: 

1.2. Определение общего передаточного отношения  и разбивка его по ступеням.


               

                
              

              

1.3. Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода.

Частоты вращения валов:

              

              

              

Угловые скорости вращения валов:

              

              

              

Мощности:

              

Вразающие моменты:

              

              

              

              

1.4.Таблица результатов ЭКР.

№ вала

ui

ni ,

ωi ,

Ti , Нм

Ni , Вт

 

I

4,26

750

78,5

209

16349

0,9605

II

176

18,4

854

15703

3,2

0,9603

III

55

5,8

2600

15080

2.Расчет зубчатой передачи.

2.1. Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи.

Задача расчета: определение геометрических размеров передачи (по условию недопустимости усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев);

Критерий работоспособности:  контактная выносливость поверхности зубьев;

Условие расчета:            σН ≤ [σН]

Твёрдость второй шестерни, при условии приработки:

HB2 = HB1 – (30..40) = 610 – 35 = 575

Предел контактной выносливости шестерни:

               σH01 = 2 * HB1 +70 = 2 * 610 + 70 = 1290 МПа

Предел контактной выносливости колеса:

               σH02 = 2 * HB2 +70 = 2 * 575 + 70 = 1220 МПа

Коэффициент безопасности (при Цементации) SН = 1,2

Базовое число циклов шестерни (зависящее от твёрдости):

NHG1 ≈ НВ13 = 6103 = 226 981 000

Базовое число циклов колеса:

NHG2 ≈ НВ23 = 5753 = 190 109 375

Коэффициент, учитывающий число взаимодействующих колес: с = 1

Показатель степени кривой усталости: m = 6

Параметры режима нагружения: α3 = 1 – α1 – α2 = 1 – 0,5 – 0,4 = 0,1

                                                           β1 = 1

Эквивалентное число циклов для шестерни:

NHE1 = 60n1·c· tΣ=

Эквивалентное число циклов для колеса:

NHE2 = 60n2·c· tΣ=

Коэффициент долговечности шестерни:  KHL1=

Коэффициент долговечности колеса: KHL2=

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса:  МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:  = 1407МПа

Приведенный модуль упругости: Епр = 2,1 · 105 МПа

Коэффициент концентрации нагрузки: K = 1,2

Относительная ширина колеса: ψbd = 1

Диаметр делительной окружности шестерни:

               d1* =1,2∙=1,2∙мм

Межосевое расстояние передачи:

               аw* ==

Принимаем aw = 125мм

Выбор модуля зацепления: m*= (0,01...0,02) аw* = 0,02125 = 2,5

Принимаем m = 2,5

Выбор предварительного угла наклона зубьев: Принимаем β* = 120

Определение числа зубьев колес и других параметров.

Суммарное число зубьев колес:  =

Число зубьев шестерни:  z1* = =

Принимаем число зубьев z1 = 19

Условие на неподрезание зуба шестерни: z1 = 19  

где z1min = 17 - минимально допустимое количество зубьев шестерни.

Число зубьев зубчатого колеса:

Принимаем  z2 = 79

Уточненное (фактическое) передаточное число зубчатой передачи:  uф = =  = 4,16

Погрешность передаточного отношения:

Уточненное значение угла наклона:

Уточнение размеров колес: di =   

Диаметр делительной окружности шестерни: d1 =   мм

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса: d2 =   мм

Проверка по межосевому расстоянию: aw мм

Диаметр шестерни по вершине зуба: da1 = d1 + 2m = 48,469 + 5 = 53,469 мм

Диаметр колеса по вершине зуба: da2 = d2 + 2m = 201,531 + 5 = 206,531 мм

Диаметр шестерни по впадине: df1 = d1 – 2,5m = 48,469 – 6,25 = 42,219 мм

Диаметр колеса по впадине: df2 = d2 – 2,5m = 201,531 – 6,25 = 95,281 мм

Ширина зуба колеса: b2* = ψbd · d1 = 1 · 48,469 = 48,469 мм

Принимаем b2=48 мм

Ширина зуба шестерни: b1 = b2 + (3…5) = 52 мм

Точный коэффициент ширины колеса: ψbd =

Определение усилий, действующих в зацеплении косозубой передачи.

Окружные силы в зацеплении:  Ft = Ft1 = Ft2 = Н

Радиальные силы в зацеплении: Fr = Fr1 = Fr2 =  Ft3141 H

где αW = 200 - угол зацепления

Осевые силы: Fa = Fa1 = Fa2 =Ft · tgβ = 8550 · 0,203 = 1736 H

Нормальная сила в зацеплении:  

Fn = Fn1 = Fn2 =H

Определение окружной скорости колес, назначение степени точности:

V = ω1·= 1.88 м/с

Назначаем 7-ю степень точности для колес быстроходной передачи.

Определение коэффициента торцевого перекрытия:

Определение коэффициента осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия:

2.2 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию контактной выносливости, с целью предупреждения усталостного выкрашивания зубьев.

Условие расчета:    

Коэф. неравномерности нагрузки между зубьями (при 7-ой степени точности и V = 1.88 м/с): КНα=1,03

Коэффициент повышения прочности косозубой передачи:

Похожие материалы

Информация о работе