Курсовик ПРИВОД С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ 3
.docМосковский Государственный Технологический Университет
«СТАНКИН»
Кафедра «Основы конструирования машин»
Расчетно-пояснительная записка
к курсовой работе по технической механике.
Задание № 20
Вариант № 14
Тема: «ПРИВОД С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ»
Содержание работы:
Выполнил: sscdimon
Проверил: Некрасов А.Я.
Москва 2002
Задание на РГР и курсовой проект по курсу
«Техническая механика»
Выдано студенту гр. И-4-4
Задание №20
Вариант№14
Рассчитать и спроектировать привод:
Z1
nc
nвых
Твых
Z2
Исходные данные:
Синхронная частота вращения вала электродвигателя |
nc, об/мин |
1000 |
|
Частота вращения выходного вала |
nвых, об/мин |
340 |
|
Вращающий момент на выходном валу |
Tвых, Нм |
115 |
|
Тип муфты на входе редуктора |
МУВП |
||
Тип передачи на выходе редуктора |
Цепная |
||
Тип фрикционной муфты |
Механическая |
||
Срок службы привода |
tч, часов |
10*103 |
Кинематический расчёт.
-
Мощность на выходном валу редуктора.
-
Общий КПД привода (до выходного вала).
ОБЩ=0,980,980,9953=0,95.
-
Потребляемая мощность.
-
Выбор электродвигателя.
nC=1000мин–1, PПОТР=4,3 двигатель марки 112MB/950. ПЕРЕГРУЗКА.
-
Проверка электродвигателя.
< [P]=15% двигатель подходит по параметрам.
-
Общее передаточное число привода.
-
Назначение частных передаточных чисел.
UОБЩ=UРЕМUцил, UРЕМ=1,
-
Назначение чисел зубьев колёс.
Цилиндрическая передача с прямыми зубьями Z1=18, .
Действительное передаточное число:
-
Действительная частота вращения выходного вала.
-
Погрешность частоты вращения выходного вала.
< 2%
-
Определение параметров валов.
11.1) Мощность.
P0=РПОТР=4.3 кВт
PI=P0муфОПОР PI=4.30.980.995=4.19 кВт
PII=PIОПОР PII=4.190,995=4.17 кВт
PIII=PIIцилОПОР PIII=4,170,980,995=4,07 кВт
11.2) Частота вращения.
n0=nН=950 мин–1,
nI=n0=950 мин–1,
nII=nI=950 мин–1,
11.3) Крутящий момент.
11.4) Ориентировочный диаметр вала.
d0 = 32 мм
-
Таблица результатов. (Баланс энергетических параметров P, T, n).
-
№
параметр
вал
Pi, кВт
ni, мин–1
Ti, НМ
di, мм
0
электродвигатель
4,3
950
43,2
32
I
входной (быстроходный)
4,19
950
42,1
28,3
II
промежуточный (быстроходный)
4,17
950
41,9
28,3
III
выходной (тихоходный)
4,07
335,3
115,9
36,5
Расчет зубчатой цилиндрической передачи с прямыми зубьями.
Дано:
Т = 37,86 Н*м;
n1 = 950 мин-1;
uцил = 2,06;
z1 = 25;
z2 = 52;
1. Выбор материалов.
Цилиндрическая прямозубая передача.
Рекомендуемый материал зубчатых колес для шестерни и колеса – Сталь 40Х.
Термообработка зубьев – закалка ТВЧ.
Твердость – 45…50 HRC.
Характеристики Стали 40Х:
в = 900 МПа - прочность
т = 750 Мпа - текучесть
2. Определение допускаемых напряжений.
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.
1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.
NHE1 = 60 * tч * n1 = 60 * 104 * 950 = 570 * 106;
NHE2 = NHE1 / u = 570 * 106 / 2,06 = 276,7 * 106.
2. Базовое число циклов.
NH0 = 6,8 * 107.
3. Коэффициенты долговечности.
KHL1(2) = 6NH01(2)/NHE1(2)
Т.к. NHE1(2)> NH0 KHL1(2) = 1
4. Пределы контактной выносливости.
Hlim = 1,7 * HHRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа
5. Коэффициент.
SH1(2) = 1,1.
6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.
[]H1(2) = Hlim * KHL1(2) * zR * zv / SH1(2)
zR = zv = 1
[]H1 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
[]H2 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
7. Расчетное допускаемое напряжение
[]H = []H1 = []H2 = 915,9 Мпа
2.2 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе.
1. Пределы выносливости при изгибе.
Flim = (500 + 550) / 2 = 525 МПа
2. Наработки и базовое число циклов
NFE1 = NHE1 = 570 * 106
NFE2 = NHE2 = 276,7 * 106
NF0 = 4 * 106
3. Коэффициент запаса
SF1(2) = 1,7
4. Коэффициент долговечности
NFE1 > NF0; NFE2 > NF0 => KFL = 1.
5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.
[]F1(2) = Flim * YR * Yz * Y * Y * KFC * KFL / SF1(2)
[]F1 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа
[]F2 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 МПа
[]F = 308,8
Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической передачи.
1) Определение диаметра шестерни, исходя из контактной выносливости зубьев.
dH1= Kd 3T1*KH*(u+1)/(u*bd*[]2H )
Kd вспомогательный коэффициент для стали
Kd = 770 МПа1/3 – для прямозубой передачи
bd = 7…8/z1 = 8/25 = 0,32
KH - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, выбирается по таблице, в зависимости от критериев:
- значение bd
- H1(2) – твердости зубьев
- Расположение шестерни относительно опор
- Относительная жесткость вала
KH = 1,12
dH1 = 770*3 37,86*1,12*(2,08+1)/(2,08*0,32*(915,9)2) = 47,5 мм
2) Определение расчетного модуля, исходя из контактной выносливости.
mH = (dH1/z1) cos = 47,5/25 * cos 0 = 1,9
3) Определение расчетного модуля, исходя из изгибной выносливости зубьев шестерни
mF = Km * 3T1* KF*YF1/(bd*z12* []F)
Km = 13,8 – для прямых зубьев
YF1 – коэффициент формы зуба, выбирается по таблице, в зависимости от эквивалентного числа зубьев
YF1 = 3,9
KF выбирается так же, как и KH и равен KF = 1,2
mF = 13,8*337,86*1,2*3,9/(0,32*252*308,8)= 1,96
4) Больший из двух модулей округляем по стандартному ряду.
m = 2
5) Определение геометрических параметров передачи.
5.1 Межосевое расстояние
a = m*(z1+z2)/(2*cos)= 2*(25+52)/2= 77 мм
5.2 Делительный диаметр
d1(2) = m*z1(2)/ cos
d1 = 2 * 25 = 50 мм
d2 = 2 * 52 = 104 мм
5.3 Ширина зубчатого венца
b2 = d1 * bd = 0,32*50 = 16 мм
b1 = 20 мм
5.4 Диаметр вершин
da1(2) = d1(2) + 2*m
da1 = 50+4 = 54 мм
da2 = 104+4 = 108 мм
5.5 Диаметр впадин
df1(2)= d1(2) – 2,5 * m
df1 = 50 - 5 = 45 мм
df2 = 104 – 5 = 99 мм
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 |