Курсовая работа: Расчёт для привода
💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
на проект по курсу «Детали машин» привод
УИПА
1. Определение силовых и кинематических параметров привода
Мощность на валу рабочего органа P=2F e
V/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления
F e
=F max
-K e
, где K e
– коэффициент эквивалентной нагрузки
КПД привода: n=n 1
∙n 2
∙n 3
∙n 4
2
, где
n 3
– КПД цилиндрической передачи=0,97
Mощность двигателя P дв
=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт
Передаточное число привода: и= пу
/п вых
где: п вых
=V/ПД=12/3,14∙0,28=13,64 мин -1
Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и 1
=и 2
=и
Передаточное число быстроходной передачи
Т 1
=9550 ∙ Р чв
/п чв
=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм
Т 2
=Т 1
∙и 1
∙п 1
∙п 2
∙п и
=72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм
Т 3
=Т 2
∙и 2
∙п 3
∙п 4
=1415∙0,99∙4∙5434 Нм
n 2
= n 1
/ и 1
=1455/25=58,2 мин -1
n 3
= n 2
/ и 2
=58,2/4=14,9 мин -1
2.1 Скорость скольжения в зоне контакта
По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР 10
Ф
Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа
Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту
N H e2
=60∙ п 2
lh Σ km1;3∙t
=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,8 3
∙0,65+0,45 3
∙0,15)=2.29∙10 7
поизгибу
NFe2=60∙ п 2
ch: Σ 4
m
19∙
t
1
=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,8 9
∙0,65+0,45 9
∙15)=12∙10 7
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям
δHP 2
=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа
Предельное допускаемое контактное напряжение
(δHP 2
) max
=4δ T
2
=4∙200=800 мПа
Предельное допускаемое контактное напряжение
(δHP 2
) max
=δFpH 2
=0,8δr 2
=0,8∙200=160 мПа
δHP 2
=0/6 δb 2
∙RFl=0,16∙275∙0,76=33,4 мПа
2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка
3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка
Отношение среднего по времени момента к рабочему:
mp=Σ k
1
m:t 1
=0,2+0,8∙0,65∙0,45∙0,15=0,787
3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5
3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
K HB
=1+(Z 2
/Q) 3
(1-mp)=1+(50/121) 3
∙(1-0,787)=1,015
Коэффициент динамичности K H
Х
=1,1
3.6 Предварительное значение модуля:
3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:
x=2aw/m-Z 2
+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496
3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса
где E v
– приведенный модуль упругости=1,26
3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба
3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса
3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса
3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности
3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса
G FH2
=1500T 2
∙YT 2
∙K FP
∙K kp
∙cosα/2 2
∙g∙m 3
=20,5b 1
0
+4m=100,8+4,63=126 мм
4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:
5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи
V 1
=Пd 1
-П 1
/60∙10 3
=3,14∙78,75-1455/60∙10 3
=6 м/с
5.3 По табл. 10 выбираем угол трения ρ∙ρ=1.15 коэффициент потерь в зацеплении
φ=1-tg8/tg(4+5)=1-tg9,04/tg19,09+1,15=20,14
5.4 Определить относительные потери в уплотн. по табл. 31:
n=1- φ 3
- φ y
=1-0,114-0,055=0,837
5.6 Поверхность теплопередачи редуктора
м 3
с учетом цилиндрической передачи
t n
=10 3
p 1
(1-h) kt
∙S(1+ φ)+t 0
=59 0
C,
где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н 2
С,
5.8 По табл. 3.14 (1) назначаем степень точности передачи. Окружная сила на колесе осевом на червяке
Ft 2
=Fa 1
=2∙10 3
∙T 2
∙d 2
=2∙10 3
∙1414/315=8978
5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке
d 1
Un=2∙10 3
∙1414/78,75-25∙0,83=1728H
6 Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи
По табл. 2.2 принимаем материал для изготовления зубчатых колец сталь 40х
Термообработка – улучшение механических свойств
для шестерки δв=900мПа G=750мПа 269…302НВ
при расчетах принимаем НВ 1
=280, НВ 2
=250
6.1.1 Допустимое конкретных напряжений
δ HP
=0,9∙G nl
:mb∙knl/Sn, где G nl
:mb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения
Gnl:mb 1
=2HB 1
+70=2∙280+70=630 мПа
где N HO
– базовое число циклов перемены напряжений
N HE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений
(N HO
=30(HB) 2,4
)N Hl
=60∙nhkl∙ Σ k
m 1
3
t.
Находим Σ k
m 1
3
t=1 3
∙0,2+0,8 3
∙0,65+0,45 3
∙0,15=0,546
N HE
1
=60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙10 7
N H
Е2
=60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙10 7
S n
– коэффициент безопасности = 1,1
G HP
1
=0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; G HP
2
=0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;
G HP
=0,45 (G HP
1
+G HP
2
)=0,45(515 2
+588) 1,1
=496 мПа
6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб
G=p=0,4G 0
F
∙limo=KFl 1
, где GFlimo=предел выносливости зубьев при изгибе
NF 0
– базовое число циклов перемены направлений = 4∙10 6
N FE
=60∙n∙h 0
∙Σ k
m: b
t – эквивалентное число циклов
Σ k
m: b
t=1 6
∙0,2 i
+0,8=0,65∙0,45 6
∙0,15=0,37
N FE
1
=60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙10 7
N FE
2
=60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙10 7
Предельные допустимые напряжения изгиба
7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Крутящий момент на валу шестерни Т 1
=Т 2
/2=1414/2=707 мм
Частота вращения шестерни п 1
=58,2мин -1
Относительная ширина зубчатого венца ψb d
=0,7
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца К пр
=1,1; К FP
=1,23
Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи дн=0,002; дF=0,006
Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д 0
=61
Предельное значение округлённой динамической силы W h
max=4104 мм; W F
max=4104 мин -1
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: K Hh
=1,06; K kl
=1,2
Вспомогательный коэффициент K 2
>430
7.1 Коэффициент относительной ширины
hf=arctg(tg 2
/cosB)=arctg(tg20 0
/cos20 0
)=21,173 0
7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зуба
7.5 Принимаем число зубьев шестерни
Z C
=2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4
dtω=arcos(a/aw∙cosαt) ∙arccos(313,93/315∙cos21,173)=21,67
invαtω=tgdecos-αω=tg21,67-21,67/180π=0,01912
invαt=tgαt-dt=tg21,173-21,173/180π=0,01770
7.13 Разбиваем значение коэффициента суммы смещения
7.14 Коэффициент уравнительного смещения
d 2
=mt 2
/cosβ 1
=5,94/cos20=500,16мм
da 1
=d 1
+2∙(1+x 1
- Δy) ∙m=127,7+2∙(1+0,216∙0,003) ∙5=137,7 мм
da 2
=d 2
+2∙(1+x 2
- Δy) ∙m=500,16+2∙(1+0,003 ∙0) ∙5=510,16 мм
db 1
=d 1
∙cos2t=127,7∙cos21,173=119,08 мм
7.18 Угол профиля зуба в точке на окружности
α a1
=arccos(dB 1
/dA 1
)=arccos(119,08/27,7)=30,14 0
α a2
=arccos(dB 2
/dA 2
)=arccos(466,4/510,16)=23,9 0
7.19
Коэффициент
торцевого
перекрытия
d 2
=Z 1
∙tg2a 1
+Z 2
∙tg2a 2
(Z 1
+Z 2
)tg αzω/2π=24∙tg30,14+94∙tg23,9-(24+94)tg21,67/2π=1,575
P k
=A H
/sinB=π∙S/sin20 0
=45,928 мм
7.22 Коэффициент осевого перекрытия
7.23 Ширина зубчатого вала шестерни
7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
dw 1
=2aK 1
/U+1=2∙315/3,917+1=128,14 мм
dw 2
=dw 1
∙U=128,14∙3,92=501,86 мм
7.26 Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность
F HT
=2∙10 3
T/dw 1
=2∙10 3
∙707/123,14=11035
При расчете на выносливость при изгибе
F KT
=2∙10 3
T/d 1
=2∙10 3
+707/127,7=11073,71H
V=Tdw 1
∙m/60∙10 3
=128,14∙58,2/60∙10 3
=0,39 м/с
7.29 Коэффициент динамической нагрузки
K HV
=1+W H
V∙bw 2
∙dw 2
/2∙10 3
∙T 1
∙K Hα
∙K HP
=1,003
K FV
=1+W F
V∙bw 2
∙d 1
/2∙10 3
∙T 1
∙K Fα
∙K FB
=1,006
W HT
= F HT
/ bw 2
∙ K Hα
∙ K FB
∙ K HV
=11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм
W FT
= F KB
/ bw 2
∙ K Fα
∙ K FB
∙ K FV
=11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м 2
Z V
1
=Z 1
/cos 3
B=24/cos 3
20 0
=28,9
Z V
2
=Z 2
/cos 3
B=94/cos 3
20 0
=113,3
7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие
7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба
7.36 Основной угол наклона (изгиба) зуба
Bb=arcsin(sinβ∙cosα)=arcsin(sin20 0
∙cos20 0
)=18,75 0
7.37 Коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей
7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению
SH 1
=G max
-G V
∙ √B=459∙√1,8=616 мПа392 мм
Ft 1
=11073H; Fy 1
=4289H; Fa 1
=4030H;d 1
=127,2 мм
Ft 2
=80,78H; Fy 1
=3269H; Fa 1
=1728H;d 1
=315 мм
Определим опорные реакции изгибающих моментов.
Проверочный расчет вала на выносливость
Т В
=900мПа; Т 1
=450мПа; Σ=250мПа; ψ 0
=0,1. Сечение I-I
Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]
Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]
K CD
=K E
+K T
-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59
K ζD
=K ζ
+K T
r
-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344
Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]
Окончательных принимаем: KE D
=451 KKD=3,44
Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W 0
=89100 мм В
Определение опорных реакций и изгибающих моментов
M C
B
=MD B
=R A
B
∙a=-4073-0,085=-941Hm
M C
r
=-F 2
∙(c+a)+R B
r
∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm
M C
Hr
=-Ft(c+a)+R A
r
∙a+Fa 1
∙d/2=-18000∙0,245+13711∙0,085+4030∙500,16∙10 -3
/2=-2237Hm
11 Расчет подшипников входного вала
Принимаем предварительно подшипник 27313
С=89000; С 0
=71400; l=0,753; Ч=0,796
Следовательно, работает только один pxg
где Кб – коэффициент безопасности, Кт – температурный коэффициент
Р=(0,4∙1∙2550∙0,796∙8978) ∙1,7∙1=10613Н
P=VF 2
∙VS∙K T
=1∙1304∙1,3∙1=16,05H
Требуемая динамическая грузоподъемность
Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н
12 Расчет подшипников промежуточного вала
Предварительно принимаем подшипник 72R
C=72200H; C 0
=58400H; l=0,35; Ч=1,71
Fa=0,83l 1
F Z1v
=0,83∙0,5∙14752=4285H
P 1
=VF 2T
∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H
P II
=(xVF 2
II+ЧFa II
) ∙Kb∙Kt=(0,4∙1∙16152∙1,71∙6013) ∙1,3∙1=21766H
Долговечность наиболее нагружаемого подшипника
13 Расчет подшипников выходного вала
Требуемая динамическая грузоподъёмность
d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t 1
=9мм; l=110мм; T=2717мм
Напряжение на рабочих группах шпонки
Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле
и по контактным напряжениям в зубе шестерни [I]=496 мПа
По таблице рекомендуемых сортов смазочных масел выбираем масло
Объем масла, заливаемого в редуктор рассчитывается по формуле:
Название: Расчёт для привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 13:26:41 24 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 28
Комментариев: 14
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Расчёт для привода
Реферат по теме Выработка условий торговых договоров
Дипломная работа: Музыкальные способности. Проблемы диагностики и развития
Силовые Упражнения Реферат
Курсовая работа: Товароведная характеристика, ассортимент и оценка качества шоколада, реализуемого в магазине "Ассорти"
Реферат: Растения: Гигантская секвойя, Лимонное дерево
Интересный Рассказ Экскурсовода Сочинение
Обследование строения и функций артикуляционного аппарата.
Реферат На Тему Юридическое Образование В России
Реферат по теме Политические системы и политическая власть
Курсовая работа: Разработка комплексной системы защиты информации
Курсовая работа по теме Аналіз господарської діяльності ПП Клевань 'Комунсервіс'
Реферат: Методические рекомендации по заполнению муниципальным служащим справки о
Реферат по теме Проблема искусственного интеллекта : технические и социальные аспекты
Реферат: Особенности НДС в РФ
Реферат по теме Солнечно-земная физика
Общественная Организация Курсовая Работа
Реферат На Тему Учет Кредитов Банков И Займов
Реферат: Обзор Костромы. Скачать бесплатно и без регистрации
Религиозное Сознание Эссе
Дипломная работа: Сравнительные особенности ценностных ориентаций юношей и девушек на фоне гендерных особенностей эмпатии. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Использование изобретений и промышленных образцов, защищенных авторскими свидетельствами СССР и свидетельствами СССР
Доклад: Синдром саморазрушения
Доклад: Гафт Валентин Иосифович