Московский 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

n_c

n_вых

Т_вых

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.

1. Мощность на выходном валу редуктора.

2. Общий КПД привода (до выходного вала).

_ОБЩ=0,980,980,995³=0,95.

3. Потребляемая мощность.

4. Выбор электродвигателя.

n_C=1000мин^–1, P_ПОТР=4,3  двигатель марки 112MB/950.  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_цил, U_РЕМ=1,

8. Назначение чисел зубьев колёс.

Цилиндрическая передача с прямыми 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=4.3 кВт

P_I=P₀_муф_ОПОР P_I=4.30.980.995=4.19 кВт

P_II=P_I_ОПОР P_II=4.190,995=4.17 кВт

P_III=P_II_цил_ОПОР P_III=4,170,980,995=4,07 кВт

11.2) Частота вращения.

n₀=n_Н=950 мин^–1,

n_I=n₀=950 мин^–1,

n_II=n_I=950 мин^–1,

11.3) Крутящий момент.

11.4) Ориентировочный диаметр вала.

d₀ = 32 мм

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

№	параметр вал	Pi, кВт	ni, мин–1	Ti, НМ	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.

N_HE1 = 60 * t_ч * n₁ = 60 * 10⁴ * 950 = 570 * 10⁶;

N_HE2 = N_HE1 / u = 570 * 10⁶ / 2,06 = 276,7 * 10⁶.

2. Базовое число циклов.

N_H0 = 6,8 * 10⁷.

3. Коэффициенты долговечности.

K_HL1(2) = ⁶N_H01(2)/N_HE1(2)

Т.к. N_HE1(2)> N_H0 K_HL1(2) = 1

4. Пределы контактной выносливости.

_Hlim = 1,7 * H_HRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа

5. Коэффициент.

S_H1(2) = 1,1.

6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.

[]_H1(2) = _Hlim * K_HL1(2) * z_R * z_v / S_H1(2)

z_R = z_v = 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

N_FE1 = N_HE1 = 570 * 10⁶

N_FE2 = N_HE2 = 276,7 * 10⁶

N_F0 = 4 * 10⁶

3. Коэффициент запаса

S_F1(2) = 1,7

4. Коэффициент долговечности

N_FE1 > N_F0; N_FE2 > N_F0 => K_FL = 1.

5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.

[]_F1(2) = _Flim * Y_R * Y_z * Y_ * Y * K_FC * K_FL / S_F1(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.

d_H1= K_d ³T₁*K_H*(u+1)/(u*_bd*[]²_H )

K_d вспомогательный коэффициент для стали

K_d = 770 МПа^1/3 – для прямозубой передачи

_bd = 7…8/z₁ = 8/25 = 0,32

K_H - 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

K_H = 1,12

d_H1 = 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.

m_H = (d_H1/z₁) cos = 47,5/25 * cos 0 = 1,9

3) Определение расчетного модуля, исходя из изгибной выносливости зубьев шестерни

m_F = K_m * ³T₁* K_F*Y_F1/(_bd*z₁²* []_F)

K_m = 13,8 – для прямых зубьев

Y_F1 – коэффициент формы зуба, выбирается по таблице, в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Y_F1 = 3,9

K_F выбирается так же, как и K_H и равен K_F = 1,2

m_F = 13,8*³37,86*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

d_a1(2) = d₁₍₂₎ + 2*m

d_a1 = 50+4 = 54 мм

d_a2 = 104+4 = 108 мм

5.5 Диаметр впадин

d_f1(2)= d₁₍₂₎ – 2,5 * m

d_f1 = 50 - 5 = 45 мм

d_f2 = 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