Курсовик КОНИЧЕСКИЙ С КРУГОВЫМИ

Московский Государственный Технологический Университет

«СТАНКИН»

Кафедра «Основы конструирования машин»

Задание на РГР и курсовой проект по курсу

«Техническая механика»

Выдано студенту

Задание №21

Вариант №14

Рассчитать и спроектировать привод:

Исходные данные

Синхронная частота вращения вала электродвигателя	nC, об./мин	1500
Частота вращения выходного вала	nВЫХ, об./мин	480
Вращающий момент на выходном валу	ТВЫХ, Нм	80
Тип передачи на входе редуктора	Клиноременная
Тип муфты на выходе редуктора	Соединительная компенсирующая
Тип фрикционной муфты	электромагнитная бесконтактная
Срок службы привода	tЧ, часов	10103

Преподаватель: Некрасов А.Я.

Этап I. Кинематический расчёт.

1. Мощность на выходном валу редуктора.

2. Общий КПД привода (до выходного вала).

_ОБЩ=0,970,960,995²=0,922.

3. Потребляемая мощность.

4. Выбор электродвигателя.

n_C=1500мин^–1, P_ПОТР=4,36  двигатель марки 100L4/1430.  ПЕРЕГРУЗКА.

5. Проверка электродвигателя.

< [P]=15%  двигатель подходит по параметрам.

6. Общее передаточное число привода.

7. Назначение частных передаточных чисел.

U_ОБЩ=U_РЕМU_КОН, U_РЕМ=1,25,

U_ОБЩ=1,252,38=2,97

8. Назначение чисел зубьев колёс.

Коническая передача с круговыми зубьями  Z₁=18, .

Действительное передаточное число:

9. Действительная частота вращения выходного вала.

10. Погрешность частоты вращения выходного вала.

< 2%

11. Определение параметров валов.

11.1) Мощность.

P₀=Р_ПОТР=4,36 кВт

P_I=P₀_РЕМ_ОПОР P_I=4,360.970.995=4.17 кВт

P_II=P_I_КОН_ОПОР P_II=4,170,970,995=4,03 кВт

11.2) Частота вращения.

n₀=n_Н=1430 мин^–1,

11.3) Крутящий момент.

11.4) Ориентировочный диаметр вала.

12. Таблица результатов. (Баланс энергетических параметров P, T, n).

№	параметр вал	Pi, кВт	ni, мин–1	Ti, НМ	di, мм
0	электродвигатель	4,36	1430	29,1	28
I	входной (быстроходный)	4,17	1144	34,8	27,0
II	выходной (тихоходный)	4,02	478,9	80,2	33,3

Этап II. Расчёт зубчатой конической передачи с круговыми зубьями.

Исходные данные:

1. Вращающий момент на быстроходном валу Т₁=34,8 Нм.

2. Частота вращения быстроходного вала n₁=1144 мин^–1.

3. Передаточное число зубчатой передачи Uкон.действ.=2,39.

4. Число зубьев Z₁=18, Z₂=43.

Передача коническая с круговыми зубьями.

Н1>Н2.

I. шестерня: Сталь 40Х, закалка ТВЧ, твёрдость 45…50 HRC,

колесо: Сталь 40Х, улучшение до твёрдости 269…302НВ.

 H_HRC=47,5, H_HB=285,8.

II. Определение допускаемых напряжений.

1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи. (Наработка).

2. Базовое число циклов:

N_H01=6,810⁷

N_H02=2,210⁷

3. Коэффициент долговечности: K_HL1=1, K_HL2=1.

4. Пределы контактной выносливости:

_{H lim1}=17H_HRC+200; _{H lim1}=1747,5+200=1007,5 МПа,

_{H lim2}=2H_HB+70; _{H lim2}=2285,8+70=641,6 МПа,

5. Коэффициент:

S_H1(2)=1,1.

6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.

7. Расчётное (допускаемое напряжение):

а) Передача с круговыми зубьями:

[]_H=0,45([]_H1+[]_H2) []_H=0,45(915,9+583,27)=674,63 МПа

[]_H=1,15[]_H2 []_H=1,15583,27=670,76 МПа

За расчётное принимаем []_H=670,76 МПа.

2.2 Допускаемое напряжение при расчёте на сопротивление усталости при изгибе:

1. Пределы выносливости при изгибе:

_{F lim1}=525 МПа,

_{F lim2}=1,75285,8=500,15 МПа.

2. Наработка и базовое число циклов:

N_FE1=N_HE1=; N_EN2=N_HE2=; N_F0=410⁶.

3. Коэффициенты запаса:

S_F1/2=1,7.

4. Коэффициенты долговечности:

N_FE > N_F0 => K_FL=1;

5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни колеса:

Конструирование передачи. Проектировочный расчёт конической передачи c круговыми зубьями.

Исходные данные:

1. Вращающий момент на быстроходном валу Т₁=34,8 Нм.

2. Частота вращения быстроходного вала n₁=1144 мин^–1.

3. Передаточное число зубчатой передачи U=2,39.

4. Число зубьев Z₁=18, Z₂=43.

_m=30.

1. Определяем d_е1, исходя из выносливости зубьев.

K_H – коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки, выбирается по таблице в зависимости от:

- относительной ширины эквивалентного конического колеса ;

- вида опор: шариковые;

- твёрдости рабочей поверхности зубьев: >350;

- вида зубьев: круговые;

2) Определяем внешний окружной модуль.

3. Определяем нормальный модуль.

_m – угол наклона зубьев;

b – ширина зубчатого венца;

a – коэффициент;

_F – поправочный коэффициент;

x₁ – коэффициент смещения;

K_F – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

_bd – коэффициент ширины зубчатого венца.

4) Определяем расчётный нормальный модуль.

(m_nm)_H=(m_te)_H(1–0,5K_be)cos_m = 2,57(1–0,50,285)0,866=1,9087.

5) Больший из расчетных модулей (m_nm)_H и (m_nm)_F скругляем по стандартному значению m_nm: (m_nm)_H=1,9087  m_nm=2.

.

6) Определяем геометрические параметры передачи.

6.1) Внешнее конусное расстояние.

6.2) Ширина зубчатого венца.

b=R_eK_be=62,770,285=18.

6.3) Углы делительных конусов.

6.4) Внешний делительный диаметр:

d_e1=m_te∙Z₁=2,69318=48,47мм, d_e2=m_te∙Z₂=2,69343=115,8мм.

6.5) Внешняя высота зуба.

h_e=m_te(2cos_m+0,2)= 2,693(20,866+0,2)=5,2мм,

6.6) Внешняя высота головки зуба.

h_ae1=(1+X_n1)m_tecos_m = (1+0,362)2,6930,866=3,176мм,

h_ae2=2m_tecos_m–h_ae1 = 22,6930,866–3,176=1,488мм.

6.7) Высота ножки зуба.

h_fe1=h_e–h_ae1=5,2–3,176=2,02мм.

h_fe2=h_e–h_ae2=5,2–1,488=3,71мм.

6.8) Средний делительный диаметр.

d_m10,857d_e1=0,85746,47=41,54мм.

d_m20,857d_e1=0,857115,8=99,24мм.

6.9) Угол ножки зуба.

6.10) Угол конуса вершин.

_a1=₁+_f2 = 2242’+323’=2605’,

_a2=₂+_f1 = 6718’+151’=6909.

6.11) Угол конуса впадин.

_f1=₁–_f1 = 2242’–151’=2051’,

_f2=₂–_f2 = 6718’–323’=6355’,

6.12) Расчётное базовое расстояние (от вершины делительного конуса до основания наружного конуса).

B₁=Recos₁–h_ae1sin₁ = 62,77cos 22°42’–3,18sin 22°42’=56,68мм,

B₂=Recos₂–h_ae1sin₂ = 62,77cos 67°18’–3,18sin 67°18’=21,23мм,

№	ПАРАМЕТР	ОБОЗН.	ШЕСТЕРНЯ	КОЛЕСО
1	Внешний окружной модуль	mte	2,693
2	Нормальный модуль	mnm	2
3	Внешнее конусное расстояние	Re	62,77
4	Внешний делительный диаметр	de1(2)	48,47	115,8
5	Число зубьев	Z	18	43
6	Ширина зубчатого венца	b	18
7	Углы делительных конусов	1(2)	22°42’	67°18’
8	Внешняя высота зуба	he	5,2
9	Внешняя высота головки зуба	hae	3,176	1,448
10	Высота ножки зуба	hfe1(2)	2,02	3,71
11	Средний делительный диаметр	dm1(2)	41,54	99,24
12	Угол ножки зуба	а1(2)	1°51’	3°23’
13	Угол конуса вершин	a1(2)	2605’	6909
14	Угол конуса впадин	f1(2)	2051’	6355’
15	Расчётное базовое расстояние	B1(2)	56,68	21,23

VI. Расчёт сил, действующих в зацеплении.

1. Окружная сила на среднем делительном диаметре F_t.

2. Радиальная сила на шестерне F_r1.

3. Осевая сила на шестерне F_a1.

V. Проверочный расчет.

1. Определяем коэффициенты нагрузки.

K_H – коэффициент изгибной нагрузки;

K_F – коэффициент контактной нагрузки;

K_H, K_F – коэффициент, распределения нагрузки между зубьями;

K_H, K_F – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

K_HV, K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

K_H = K_HK_HK_HV = 1,0511=1,05;

K_F = K_FK_FK_FV = 1,151,011=1,1615;

2. Проверка на сопротивление усталости по контактным напряжениям.

Z_m – коэффициент, учитывающий механические свойства материала.

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей; зависит от .

3. Проверка на сопротивление усталости по изгибу.

3.1. Условие прочности для шестерни.

Y_F1 – коэффициент формы зуба шестерни.

3.2 Условие прочности для колеса.

Все условия прочности выполняются.

Конструирование клиноременной передачи. Проектировочный расчёт передачи.

Исходные данные:

1. Мощность на ведущем валу P₁=4,36 кВт.

2. Частота вращения ведущего вала n=1430.

3. Вращающий момент Т=29,1 Нм

4. Передаточное число U_РЕМ=1,25.

1. Выбор типа и материала ремня.

T  50 Нм  Тип «А».

2. Характеристики ремня.

b₀=13мм, b_P=11мм, h=8мм, А₁=81мм;

3. Диаметр ведущего шкива.

4. Диаметр ведомого шкива.

d₂=d₁U(1–) = 1251,25(1–0,01)=154,68 мм  d₂=160 мм.

5. Скорость ремня.

6. Окружная сила.

7. Межцентровое расстояние.

8. Определение длины ремня по межосевому расстоянию.

Округляя по стандартному ряду:

L=900 мм.

9. Уточняем межцентровое расстояние.

а)

10. Наименьшее межцентровое расстояние, необходимое для монтажа.

a_min = a–0,01L = 225,48–0,01900 = 216,48 мм;

11. Наибольшее межцентровое расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня.

a_max = a+0,025L = 225,48+0,025900 = 247,98 мм;

12. Угол обхвата ремня на малом шкиве.

13. Определение коэффициентов.

C_p = 0,9

C_ = 0,98 – центральный угла обхвата.

14. Число пробегов ремня.

;

15. Эквивалентный диаметр ведущего шкива d_e=d₁K_U.

K_U – зависит от передаточного числа (выбирается по таблице).

d_e= 1251,09 = 136,25 мм;

16. Приведенное полезное напряжение.

b_p = 11 – ширина ремня.

17. Допускаемое полезное напряжение.

[_F] = [_F0]с_с_р = 2,5050,980,9=2,2096 МПа;

18. Необходимое число клиновых ремней.

19. Окончательное число клиновых ремней / числа рёбер поликлинового ремня.

, C_Z – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ремням.

20. Коэффициент режима при односменной работе.

С’_P=1.

21. Рабочий коэффициент диаметра.

 = 0,67С_С_p’ = 0,670,980,9 = 0,591.

22. Коэффициент

23. Площадь сечения ремней.

A = A₁Z = 814 = 324 мм²;

24) Натяжение от центробежных сил.

F_ц = 10^-3Av² = 10^-31,253249,36² = 35,48;

 - плотность ремня = 1,25 г/см³

25) Натяжение ветвей при работе.

F₁ = F_t∙ + F_ц = 465,85∙+ 35,48 = 662,52 Н;

F₂ = F_t∙ + F_ц = 465,85 ∙+ 35,48 = 196,67 Н.

26. Натяжение ветвей в покое.

F₀ = 0,5∙(F₁+F₂) – 0,2∙F_ц = 0,5∙(662,52+196,67) – 0,2∙35,48 = 422,5 Н;

27. Силы, действующие на валы передачи:

1) при работе

F_p=–2∙F_ц∙sin = =–2∙35,3∙sin= 786,97 Н;

2) в покое

F_p0 = 2∙F₀∙sin = 2∙422,5∙sin = 842,45 Н.

28) Размеры профиля канавок на шкивах.

H=12,5мм, b=3,3мм, e=15мм; f =10мм;

29) Наружный диаметр шкивов.

d_e1 = d₁ + 2b = 125+23,3 = 131,6мм;

d_e2 = d₂ + 2b = 160+23,3 = 166,6мм.

30) Внутренний диаметр шкивов.

d_f1 = d_e1 – 2∙H = 131,6 – 2∙12,5 = 106,6 мм;

d_f2 = d_e2 – 2∙H = 166,6 – 2∙12,5 = 141,6 мм;

31) Ширина поликлинового ремня.

Шаг e=2,4мм.

B = Z∙e = 16∙2,4 = 38,4мм;

32) Ширина шкива.

M=2f + (Z–1)∙e = 2∙10 + (4–1)∙15 = 65мм.

Документ скачан с сайта http://www.sscdimon.nm.ru/obuch Официальным раздаточным материалом не является. Если у Вас есть свой материал, намыльте его сюда: sscdimon@mail.ru

12