Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов и машин' содержит: 34 страницы, 2 таблицы, 3 рисунка, 6 источников. Объект исследования: привод к поршневому насосу

Вид материала

Подобный материал:

1 2 3 4 5 6 7

4.2Расчет цилиндрической прямозубой передачи(3-4)

Исходные данные

мощность на шестерне = 5,03 кВт;

частота вращения шестерни = 450

;

мощность на колесе = 4,93 кВт;

частота вращения колеса = 225

;

передаточное число = 2;

перегрузочная способность электродвигателя

=2,2;

номинальная мощность электродвигателя

= 5,5 кВт;

потребная мощность электродвигателя

= 5,45 кВт.

режим нагружения:


n1	6000	P	7000	0,7P	5000	0,2P
n2
n3

1 Проектировочный расчет

1.1 Назначение материалов зубчатых колес пары и расчет контактных допускаемых напряжений

Материалы зубчатых колес

шестерня 1: Сталь 45; улучшение; HB = 230

10; способ получения заготовки поковка;

= 450 МПа;

= 750 МПа;

колесо 2: Сталь 45; улучшение; HB = 210

10; способ получения заготовки поковка;

= 450 МПа;

= 750 МПа.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни:

Предел контактной выносливости

=2HB+70 = 2·230+70 = 530 МПа [3, табл. 10]

Коэффициент безопасности

=1,1 [3, табл. 11]

Базовое число циклов перемены напряжений

при HB = 230,

=14,2

[3, табл. 12]

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

=

= = 228

Коэффициент долговечности

= = = 0,63 <1, принимаем

= 1

= 1 (ожидается Rа=1,25…0,63);

= 1 (ожидается V

5 м/с);

= 1 (передача обильно смазывается);

= 1 (ожидается диаметр зубчатых колес < 700 мм).

= = 481,82 МПа.

Для колеса:

Предел контактной выносливости

= 2HB+70 = 2·210+70 = 490 МПа.

Коэффициент безопасности

=1,1.

Базовое число циклов перемены напряжений

при НВ = 210

=11,4

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

= = 114

.

Коэффициент долговечности

= = = 0,68 <1, принимаем

= 1

= = 445,45 МПа.

Для дальнейших расчетов принимаем

==445,45 МПа.

1.2 Назначение коэффициентов

Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния

=0,315 (прямозубые зубчатые колеса на недлинных валах). [3, табл. 13]

Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

при

= = 0,47 принимаем

1,06. [3, табл. 20]

Коэффициент динамичности нагрузки

принимаем ориентировочно

1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

1 (прямозубая передача)

Коэффициент

=1·1,2·1,06=1,3

1.3 Расчет межосевого расстояния

a

=

==143 мм,

где - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, =9,75· (сталь-сталь, прямозубая передача) [3, табл. 2]

Принимается стандартное а = 140 мм. [3, табл. 14]

1.4 Назначение модуля

m=(0,01…0,025)a=(0,01…0,025)140=(1,4…3,5) мм

Принимаем стандартный модуль

= 2,5 мм, он обеспечивает [3, табл. 17]

= =112 – целое число

1.5 Назначение чисел зубьев

= =37,3

Принимаем =37

=–==75,

= = 2,03

= =1,50 %

=2,5 % [3, табл. 8]

1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

=

==44 мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем = 45 мм;

==45 мм;

==92,50 мм;

==97,50 мм;

==86,25 мм;

==187,50 мм;

==192,50 мм;

==181,25 мм.

1.7 Назначение степени точности зубчатых колес

= = 2,18 м/с

Назначаем степень точности 8В (с нормальным зазором) [3, табл. 19]

Blog

4.2Расчет цилиндрической прямозубой передачи(3-4)