Технические требования на проектируемое изделие (КП - Привод центробежного разделителя)

МОСКОВСКИЙ ордена ЛЕНИНА и ордена ОКТЯБРЬСКОЙ РЕВОЛЮЦИИ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ

(ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

«МАИ»

имени Серго Орджоникидзе

Курсовая работа

Предмет: Детали машин

Тема: Привод центробежного разделителя

Задание: Л9

Вариант: 5

Выполнил: Шамлицкая И.М.

Группа: 06-401

Проверил: Тимофеев И.А.

Москва

2009

Расчетно-пояснительная записка

Л009.005.000 ПЗ

Технические требования на проектируемое изделие

1. В механизме применить электродвигатель постоянного тока МУ-100 АП, мощность W=0,140 кВт, частота вращения n=7500 об/мин;

2. Коэффициент динамичности внешней нагрузки Кд=1,1;

3. Смазка зацеплений и подшипников пластичная;

4. Размеры крыльчатки – см. чертеж в приложении.

Условия эксплуатации

1. Интервал изменения рабочей температуры +20…+103ºС;

2. Относительная влажность 98%;

3. Механизм работает в условиях невесомости.

Объем работы

1. Сборочный чертеж с подробной конструкторской проработкой. Геометрические параметры крыльчатки указаны на кинематической схеме.

2. Рабочие чертежи 2х деталей.

3. Расчетно-пояснительная записка.

Назначение и принцип действия

Агрегат предназначен для разделения (сепарации) газожидкой эмульсии в системе регенерации (восстановление в первоначальном состоянии) воды.

К передней стенке корпуса редуктора, изготовленного из алюминиевого сплава АЛ-5, крепится насадка, изображенная на схеме пунктирной линией.

В насадке размещен водосборник, выполненный из капиллярно-пористого материала и вращающийся вместе с выходным валом.

От центробежной силы вода отбрасывается на смачиваемую поверхность влагосборника и периодически откачивается, а воздух, очищенный от влаги, всасывается входным отверстием крыльчатки и выбрасывается наружу через выходное отверстие, изображенное на прилагаемом методическом пособии.

Воздух, содержащий влагу от дыхательных органов человека (космонавта), подается в агрегат через патрубок, установленный на корпусе влагосборника.

В насадке, присоединенной к передней части корпуса агрегата (на кинематической схеме не указано) расположен ряд штуцеров для выхода и входа хладогента: горячего и рабочего растворов «МЭЭДА» и выхода углекислого газа СО₂. Патрубок для выхода отработанного воздуха из крыльчатки присоединен к нагнетательному отверстию кожуха крыльчатки.

1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

   1. Выбор материала

Шестерня – сталь 40ХН2МА

Твердость поверхности – 330НВ

σ_в – 1080 Мпа

σ_т – 930 Мпа

Т_т – 530 Мпа

Предел выносливости при изгибе σ_-1 – 480 Мпа

Предел выносливости при кручении Т_-1 – 290 Мпа

Модуль упругости Е – 210000 Мпа

Колесо – текстолит ПТК

Твердость – 35 НВ

Модуль упругости Е – 9000 Мпа

Допускаемые контактные напряжения σ_нр – 65 Мпа

1. Расчет передаточного отношения

1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

В соответствии с методическими рекомендациями: z_Σ = 90

; z_ш=27

z_ш×i₁₂=27×2,34=63,18 ; z_к=63

1. Определяем точное передаточное отношение зубчатой передачи:

1. Силовой расчет

   1. Номинальный вращающийся момент на входном валу:

[Н×мм]

1. Расчетный вращающийся момент на входном валу:

K_д=1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки

[Н×мм]

1. Расчетный вращающийся момент на втором валу:

=0,97 – КПД одной зубчатой пары

[Н×мм]

Вывод: вращающийся момент Т в редукторе по мере продвижения от входа к выходу увеличивается в передаточное число раз и уменьшается за счет потерь на трение, уровень которых оценивается коэффициентом полезного действия механизма.

1. Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой пары

K_hα,K_hβ,K_hγ ≈ 1

[мм]

1. Определение модуля зубчатой передачи

[мм]

; m₁₂=1 [мм]

1. Определение основных геометрических размеров цилиндрической зубчатой передачи.

   1. Диаметр делительной окружности шестеренки:

d_wш=m×z_ш=1×27=27 [мм]

1. Диаметр делительной окружности колеса:

d_wк=m×z_к=1×63=63 [мм]

1. Диаметр окружностей вершин шестеренки:

d_aш= d_wш +2m=27+2=29 [мм]

1. Диаметр окружностей вершин колеса:

d_aк= d_wк +2m=63+2=65 [мм]

1. Диаметр окружностей впадин шестеренки:

d_fш= d_wш -2,5m=27-2,5=24,5 [мм]

1. Диаметр окружностей впадин колеса:

d_fк=d_wк -2,5m=63-2,5=60,5 [мм]

1. Окончательная величина межосевого расстояния:

[мм]

1. Рабочая ширина венца:

[мм] ; b_ω2=5

[мм] ; b_ω1=6

Окончательная величина рабочей ширины зубчатого венца: b_ω12=5

1. Определение сил, действующих в зацеплении:

[H]

[H]

tg20=0,364

Q=38 [H] – нагрузка на вал

[H]

[H]

1. Проектировочный расчет валов механизма

(сплошной вал)

k=4 – коэффициент, учитывающий положение подшипников

d_в1=5 [мм]

d_в2=6 [мм]

[мм]

1. Проверочный расчет зубьев передачи на контактную прочность.

Условие прочности:

1. Коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в плюсе зацепления: Z_H=2,5

2. Коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов зубьев колес:

Z_M= [МПа ]

1. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий в зацеплении: Z_ε=0,9 (для прямых зубьев)

1. Удельная расчетная окружная сила при определении контактных напряжений:

[ ]

1. Расчетные контактные напряжения:

[Мпа]

1. Проверка контактной прочности рабочих поверхностей зубьев:

55 ≤ 65

Условие прочности выполняется.

Вывод: Зубья шестерни и колеса прочны при действии контактных напряжений.

1. Определение изгибающих моментов на валу и на подшипниках:

l₁=6,3 [мм]

l₂=70 [мм]

[Н]

[Н]

Проверка:

- + - =0

-3,5+43,14-39,6=0

[Н]

[Н]

Проверка:

- + =0

1,16-14,13+12,9=0

Изгибающие моменты в плоскости XOY:

[Н×мм]

Изгибающие моменты в плоскости XOZ:

[Н×мм]

Суммарные изгибающие моменты:

[Н×мм]

249

262

445

50

20

1. Проверка на прочность выходного вала в сечении под шпонку

d=6 мм

b=2 мм

t=1,2 мм

12