Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра машиноведения и деталей машин

Пояснительная записка

Курсовой проект

Расчет узла привода

Выполнил: Студент группы 3032/2 Кривошеев Н.С.

Провеил: Руководитель Гутовский И.Е.

Санкт-Петербург 2010

Cодержание

1.1 Энерго-кинематический расчет узла привода

1.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи

1.2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости зуба

1.2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

1.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость

1.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке

1.3 Расчет размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи

1.4 Расчет и проектирование промежуточного вала

1.4.1 Проектировочный расчет вала

1.4.2 Выбор и проверочный расчет подшипников качения

1.5 Проверочный расчет шпоночных соединений

1.6. Проверочный расчет промежуточного вала

Литература

1.1 Энерго-кинематический расчет узла привода

Задачей раздела является расчет моментов, частот вращения, мощностей на всех валах привода и передаточных чисел для быстроходной и тихоходной передач.

Кинематическая схема узла привода

Рис.1.1.

| - входной (быстроходный) вал; | | - промежуточный вал; | | | - выходной (тихоходный) вал; 1, 3 - шестерни; 2, 4 - зубчатые колеса; 1-2 - быстроходная передача, 3-4 - тихоходная передача.

Известно, что мощность может быть определена по формуле

N = T·, (1.1)

Где N - мощность, Вт; T - вращающий момент, Н·м; - угловая скорость, рад/с. Угловая скорость может быть определена по формуле

(1.2)

где n - частота вращения, об/мин.

Угловая скорость на выходном вале определяется по формуле

(1.3)

где ₃ - угловая скорость на тихоходном валу, рад/с; n_{3 -} частота вращения тихоходного вала, об/мин.

n₃=75 об/мин (из технического задания)

Подставляя численные значения в выражение (1.3), найдем угловую скорость на тихоходном валу

Мощность на выходном вале может быть определена по формуле

N₃=T₃·₃, (1.4)

Где N₃ - мощность на тихоходном вале, Вт; T₃ - вращающий момент на тихоходном вале, Н·м. Подставляя численные значения в выражение (1.4), получим значение мощности на тихоходном вале

N₃=2250·7,85=17,6 кВт.

Запишем выражение для общего КПД

(1.5)

_общ - общий коэффициент полезного действия; N₁ - мощность на входном валу, Вт.

Выражая из формулы (1.5) N₁, получим

(1.6)

Запишем формулу для общего КПД

(1.7)

где _{ПК1 -} КПД подшипника качения на входном валу; _ЗПБ - КПД быстроходной зубчатой передачи; _ПК2 - КПД подшипника качения на промежуточном валу; _ЗПТ - КПД тихоходной зубчатой передачи; _ПК3 - КПД подшипника качения на выходном валу.

Выбираем _ПК1=_ПК2=_ПК3 =0,99; для зубчатой передачи в закрытом корпусе с цилиндрическими колесами _ЗПБ=0,98; для открытой зубчатой передачи _ЗПТ=0,96.

Подставляя численные значения в выражение (1.7), получим величину общего КПД

_общ=0,99·0,98·0,99·0,96·0,99=0,913.

Подставляя численные значения в выражение (1.6), получим величину мощности на входном валу

Угловую скорость на входном валу можно определить по формуле

(1.8)

где n₁ - частота вращения входного вала, об/мин.

Подставляя численные значения в выражение (1.8), найдем величину угловой скорости на входном валу

Вращающий момент на входном валу определим по формуле

(1.9)

где T₁ - вращающий момент на входном валу, Н·м. Подставляя численные значения, получаем

Запишем формулу для мощности на промежуточном валу

N₂=N₁·_ПК1·_ЗПБ, (1.10)

где N₂ - мощность на промежуточном валу, Вт.

Подставляя численные значения в выражение (1.10), найдем величину мощности на промежуточном валу

N₂=19300·0,99·0,98=18,8 кВт.

Введем коэффициент

(1.11)

где U_1-2 - передаточное число быстроходной передачи; U_{3-4 -} передаточное число тихоходной передачи.

Запишем выражение для общего передаточного числа

U_общ= U_1-2·U_3-4, (1.12)

где U_общ - общее передаточное число.

Запишем формулу для U_общ

(1.13)

Подставляя численные значения в выражение (1.13), найдем U_общ

Выражая из формул (1.11) и (1.12) передаточное число тихоходной передачи, получаем

(1.14)

Подставляя численные значения в выражение (1.14), получаем

Выражая из формулы (1.12) передаточное число быстроходной передачи, получаем

(1.15)

Подставляя численные значения в формулу (1.15), получаем

Частоту вращения промежуточного вала определим по формуле

(1.16)

где n₂ - частота вращения промежуточного вала, об/мин. Подставляя численные значения в формулу (1.16), получаем

Угловая скорость на промежуточном валу определяется по формуле

(1.17)

где ₂ - угловая скорость на промежуточном валу, рад/с.

Подставляя численные значения в формулу (1.17), получаем

Вращающий момент на промежуточном валу определим по формуле

(1.18)

где T_{2 -} вращающий момент на промежуточном валу, Н·м.

Подставляя численные значения в выражение (1.18), получаем

Результаты всех вычислений сведем в таблицу

Таблица 1.1.

Результаты энерго-кинематического расчета

Вал	U	T, Н·м	n, об/мин	N, Вт
|	4,2	185	1000	19300
| |		752	238	18800
	3,2
| | |		2250	95	17600

1.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи

1.2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости зуба

Задачей раздела является определение всех размеров косозубой цилиндрической передачи. Основной причиной выхода передачи из строя служит усталостное выкрашивание. Следовательно, критерием проектировочного расчета является контактная выносливость. Формула для проектировочного расчета может быть записана в виде

(1.19)

где a - межосевое расстояние, мм; [_H] - допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; _ba - коэффициент ширины зуба; K_H - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба; K_a - коэффициент. Для косозубых передач выбираем K_a=43. Согласно техническому заданию твердость поверхностей зубьев HB=300, поэтому для симметричного расположения зубчатых колес относительно опор K_H=1,1. Для косозубых передач принимаем _ba=0,5. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение может быть вычислено по формуле

[_H] =0,45· ([_H] шест+ [_H2] кол), (1.20)

где [_H] шест и [_H] кол - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса, Н/мм², [_H] шест и [_H] кол определим по формуле

(1.21)

где _{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, Н/мм²; K_α - коэффициент долговечности; [S_H] - коэффициент безопасности.

Выбираем [S_H] =1,2. Согласно техническому заданию твердость поверхностей зубьев HB=300, поэтому для нормализации или улучшения предел контактной выносливости при базовом числе циклов вычисляется по формуле

_{H lim b} = 2·HB + 70. (1.22)

Подставляя численные значения в выражение, получаем

_{H lim b} = 2·300 + 70=670 Н/мм².

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для колеса может быть найден по формуле

_{H lim b2} = 2·HB₂ + 70 (1.23)

где HB₂ - твердость колеса, которая вычисляется по формуле

HB₂=HB - 20 (1.24)

Подставляя численные значения в выражение (1.24), получаем

HB₂=300 - 20 = 280

Тогда, подставляя численные значения в выражение (1.23) получаем

_{H lim b2} = 2·280 + 70 = 630 Н/мм².

Запишем выражение для коэффициента долговечности

(1.25)

где N_HO - базовое число циклов; N_HE - фактическое число циклов.

Выбираем N_HO = 10⁷.

Фактическое число циклов вычисляется по формуле

N_HEi = 60n_ic·t , (1.26)

где t - ресурс, час.

Находим N_HE1 для шестерни

N_HE1 = ) =

=

Находим N_HE2 для колеса

N_HE2 = =

.

Так как N_HE1 N_HO и N_HE2 N_HO, то K_HL1= K_HL2=1.

Подставляя численные значения в формулу (1.21), находим контактные напряжения для шестерни и колеса

Тогда, подставляя численные значения в формулу (1.20), получаем

[_H] =0,45· (390,9 + 467,3) =386,2 Н/мм².

По формуле (1.20) находим величину межосевого расстояния

Межосевое расстояние a=192 мм.

В соответствии с ГОСТ 2185-66 округляем значение межосевого расстояния и получаем a=200 мм.

Модуль передач определим по рекомендации

m_n=0,02·a_,

где m_n - модуль передач, мм.

m_n=0,02·200 = 4 мм.

Значение модуля передач выравниванием по ГОСТ 9563-60, следовательно m_n= 4 мм.

Суммарное число зубьев найдем по формуле

(1.27)

где z_Σ - суммарное число зубьев; - угол наклона линии зуба, град.

Учитывая, что передача косозубая, выбираем =15.

Подставив численные значения межосевого расстояния, угла наклона линии зуба и модуля передач в выражение (1.27), получим суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни и колеса определим из системы

(1.28)

где z₁ - число зубьев на шестерне; z₂ - число зубьев на колесе.

Подставляя первое уравнение системы (1.28) во второе получаем выражение для вычисления числа зубьев колеса

(1.29)

Подставляя численные значения в формулу (1.29), находим величину числа зубьев на колесе

Зная число зубьев на колесе, вычисляем число зубьев на шестерне

z₁ = 97 - 79=20.

Уточним угол , определив его по формуле

(1.30)

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы