САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра машиноведения и деталей машин

Узел привода Пояснительная записка

ДМ 03.0000.00 ПЗ

Курсовая работа

Студент группы 3045/2 ____________________________ (А. Г. Павловский)

(подпись)

Руководитель ____________________________(В. И. Егоров)

(подпись)

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

2001

1. Энерго-кинематический расчёт

Произведём энерго-кинематический расчёт узла привода(рис.1.1).

Схема привода

1,2 – быстроходная косозубая закрытая передача; 3,4 – тихоходная прямозубая открытая передача; Б – быстроходный вал; П – промежуточный вал; Т – тихоходный вал.

Рис. 1.1.

Проектируем промежуточный вал. Находим передаточные отношения и :

где - передаточное отношение от быстроходного(входного) вала к тихоходному(выходному); - передаточное отношение от быстроходного вала к промежуточному; - передаточное отношение от промежуточного вала к тихоходному; - частота вращения быстроходного вала, об/мин; - частота вращения тихоходного вала, об/мин.

Получаем систему уравнений:

Решая эту систему, получаем: . Находим частоту оборотов промежуточного вала:

Для проверки вычислим это значение по другой формуле:

Найдём крутящий момент на промежуточном валу:

(1.1)

где - крутящий момент на тихоходном валу, Н; - КПД пары подшипников качения, ; - КПД тихоходной зубчатой передачи, . Примем , и подставим данные в (1.1):

Посчитаем крутящий момент на быстроходном валу:

(1.2)

где - КПД быстроходной зубчатой передачи, .

Примем и подставим в (1.2):

Результаты энерго-кинематического расчёта представлены в таб.1.1.

Таблица 1.1.

Моменты и частоты вращения на звеньях привода

Вал	Передаточное отношение u	n, об/мин	T,
Б	uБ=4,79 uТ=4,35	790	118
П		165	553
Т		38	2300

2. Расчёт быстроходной зубчатой передачи

2.1. Критерии работоспособности и допускаемые напряжения

Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет условиям: контактной выносливости (2.1), статической контактной прочности (2.2), изгибной выносливости зубьев шестерни (2.3, индекс 1) и колеса (2.3, индекс 2), статической изломной прочности зубьев шестерёнки и колеса (2.4).

(2.1)

(2.2)

(2.3)

(2.4)

Расчёт по условию прочности (2.1) производится на предотвращение выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Косвенно этим расчётом учитывается недопустимость заедания и чрезмерного изнашивания передачи. Расчёт по условию (2.2) предполагает недопустимость пластического обмятия профилей при кратковременных перегрузках передачи. Расчёты по условию (2.3) производятся на предотвращение усталостной поломки зубьев, а по условию (3.4) – на предотвращение их статической поломки при перегрузках передачи.

Допускаемые напряжения для расчёта на выносливость определяются в зависимости от твёрдости материала зубьев шестерни и колеса с учётом возможной нестационарности режима нагружения (2.5).

, (2.5)

где =1,1 и =1,7 – коэффициенты безопасности при расчёте на контактную и изгибную выносливость, соответственно; - коэффициент, учитывающий реверсивность нагружения (для нереверсивной передачи =1); и - коэффициенты долговечности при расчёте на контактную и изгибную выносливость шестерни и колеса; - твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса в единицах Бринелля.

Коэффициенты долговечности вычисляются по формулам (2.6)

, (2.6)

где - базовые числа циклов при расчёте на контактную выносливость; - базовое число циклов при расчёте на изгибную выносливость, ; и - эквивалентные числа циклов при расчёте шестерни и колеса на изгибную выносливость; - показатель степени кривой выносливости (равен 6 для зубьев с ).

Эквивалентные числа циклов вычисляются по формулам (2.7)

, (2.7)

где - частоты вращения шестерни (колеса) передачи; и - параметры режима нагружения ; - расчётное время работы передачи, ч, для однопоточной передачи оно равно заданному ресурсу (2.8).

ч (2.8)

Вычисленные условия и должны удовлетворять условиям (2.9) и (2.10).

(2.9)

, (2.10)

где =2 для зубьев с . Если какое-либо из этих условий не выполняется, то коэффициент долговечности принимается равным ближайшему граничному значению.

Параметры режима нагружения:

Допускаемое напряжение при расчёте на контактную выносливость косозубых передач вычисляется по формуле (2.11).

МПа (2.11)

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность находят по формулам (2.12) и (2.13).

МПа (2.12)

МПа (2.13)

Производим расчёт по формулам (2.7):

Подставляем полученные значения в (2.6):

Полученные значения , , удовлетворяют условиям (2.9) и (2.10). принимаем равным 1.

Рассчитываем допускаемые напряжения по формулам (2.5):

МПа

МПа

МПа

МПа

Далее по формуле (2.11):

МПа

Производим расчёт по формулам (2.12), (2.13):

МПа

МПа

МПа