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

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:            σ_Н ≤ [σ_Н]

Твёрдость второй шестерни, при условии приработки:

HB₂ = HB₁ – (30..40) = 610 – 35 = 575

Предел контактной выносливости шестерни:

               σ_H01 = 2 * HB₁ +70 = 2 * 610 + 70 = 1290 МПа

Предел контактной выносливости колеса:

               σ_H02 = 2 * HB₂ +70 = 2 * 575 + 70 = 1220 МПа

Коэффициент безопасности (при Цементации) S_Н = 1,2

Базовое число циклов шестерни (зависящее от твёрдости):

N_HG1 ≈ НВ₁³ = 610³ = 226 981 000

Базовое число циклов колеса:

N_HG2 ≈ 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:

N_HE1 = 60n₁·c· t_Σ=

Эквивалентное число циклов для колеса:

N_HE2 = 60n₂·c· t_Σ=

Коэффициент долговечности шестерни:  K_HL1=

Коэффициент долговечности колеса: K_HL2=

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса:  МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:  = 1407МПа

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

Коэффициент концентрации нагрузки: K_Hβ = 1,2

Относительная ширина колеса: ψ_bd = 1

Диаметр делительной окружности шестерни:

               d₁^* =1,2∙=1,2∙мм

Межосевое расстояние передачи:

               а_w^* ==

Принимаем a_w = 125мм

Выбор модуля зацепления: m*= (0,01...0,02) а_w^* = 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 z_1min = 17 - минимально допустимое количество зубьев шестерни.

Число зубьев зубчатого колеса:

Принимаем  z₂ = 79

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

Погрешность передаточного отношения:

Уточненное значение угла наклона:

Уточнение размеров колес: d_i =   

Диаметр делительной окружности шестерни: d₁ =   мм

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса: d₂ =   мм

Проверка по межосевому расстоянию: a_w мм

Диаметр шестерни по вершине зуба: d_a1 = d₁ + 2m = 48,469 + 5 = 53,469 мм

Диаметр колеса по вершине зуба: d_a2 = d₂ + 2m = 201,531 + 5 = 206,531 мм

Диаметр шестерни по впадине: d_f1 = d₁ – 2,5m = 48,469 – 6,25 = 42,219 мм

Диаметр колеса по впадине: d_f2 = d₂ – 2,5m = 201,531 – 6,25 = 95,281 мм

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

Принимаем b2=48 мм

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

Точный коэффициент ширины колеса: ψ_bd =

Определение усилий, действующих в зацеплении косозубой передачи.

Окружные силы в зацеплении:  F_t = F_t1 = F_t2 = Н

Радиальные силы в зацеплении: F_r = F_r1 = F_r2 =  F_t3141 H

где α_W = 20⁰ - угол зацепления

Осевые силы: F_a = F_a1 = F_a2 =F_t · tgβ = 8550 · 0,203 = 1736 H

Нормальная сила в зацеплении:  

F_n = F_n1 = F_n2 =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): К_Нα=1,03

Коэффициент повышения прочности косозубой передачи: