Расчет узла привода (125119)

Посмотреть архив целиком

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; n3 - 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 U1-2 - передаточное число быстроходной передачи; U3-4 - передаточное число тихоходной передачи.

Запишем выражение для общего передаточного числа


Uобщ= U1-2·U3-4, (1.12)


где Uобщ - общее передаточное число.

Запишем формулу для Uобщ


(1.13)


Подставляя численные значения в выражение (1.13), найдем Uобщ



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 T2 - 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; KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба; Ka - коэффициент. Для косозубых передач выбираем Ka=43. Согласно техническому заданию твердость поверхностей зубьев HB=300, поэтому для симметричного расположения зубчатых колес относительно опор KH=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; Kα - коэффициент долговечности; [SH] - коэффициент безопасности.

Выбираем [SH] =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 NHO - базовое число циклов; NHE - фактическое число циклов.

Выбираем NHO = 107.

Фактическое число циклов вычисляется по формуле


NHEi = 60nic·t, (1.26)


где t - ресурс, час.

Находим NHE1 для шестерни


NHE1 =) =

=


Находим NHE2 для колеса


NHE2 = =

.

Так как NHE1 NHO и NHE2 NHO, то KHL1= KHL2=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


Случайные файлы

Файл
25426.rtf
20718-1.rtf
81092.rtf
8919-1.rtf
129102.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.