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 общего назначения

Вид материала

Пояснительная записка

Содержание

4Проектировочные расчеты 4.1Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2)

Подобный материал:

1 2 3 4 5 6 7

4Проектировочные расчеты

4.1Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2)

Исходные данные

мощность на шестерне = 4,35 кВт;

частота вращения шестерни = 514,29

;

мощность на колесе = 4,26 кВт;

частота вращения колеса = 229,59

;

передаточное число = 2,24;

перегрузочная способность электродвигателя

=2,2;

номинальная мощность электродвигателя

= 5,5 кВт;

потребная мощность электродвигателя

= 4,62 кВт.

режим нагружения:


n1	3000	P	6000	0,6P	4000	0,3P

1 Проектировочный расчет

1.1 Назначение материалов зубчатых колес пары и расчет контактных допускаемых напряжений

Материалы зубчатых колес

шестерня 1: Сталь 40Х; улучшение; HB = 250

10; способ получения заготовки поковка;

= 550 МПа;

= 850 МПа;

колесо 2: Сталь 40Х; улучшение; HB = 240

10; способ получения заготовки поковка;

= 550 МПа;

= 850 МПа.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни:

Предел контактной выносливости

=2HB+70 = 2·250+70 = 570 МПа [3, табл. 10]

Коэффициент безопасности

=1,1 [3, табл. 11]

Базовое число циклов перемены напряжений

при HB = 250,

=17

[3, табл. 12]

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

=

= = 136

Коэффициент долговечности

= = = 0,71 <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).

= = 518,18 МПа.

Для колеса:

Предел контактной выносливости

= 2HB+70 = 2·240+70 = 550 МПа.

Коэффициент безопасности

=1,1.

Базовое число циклов перемены напряжений

при НВ = 240

=15,6

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

= = 61

.

Коэффициент долговечности

= = = 0,80 <1, принимаем

= 1

= = 500 МПа.

Для дальнейших расчетов принимаем

==500 МПа.

1.2 Назначение коэффициентов и ориентировочного угла наклона зуба

Ориентировочный угол наклона зуба

=16°, cos16°= 0,9613.

Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния

=0,25 (косозубые, шевронные зубчатые колеса на недлинных жестких валах). [3, табл. 13]

Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

при

= = 0,41 принимаем

1,05. [3, табл. 20]

Коэффициент динамичности нагрузки

принимаем ориентировочно

1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

1,1 (косозубая передача)

Коэффициент

=1,1·1,2·1,05=1,4

1.3 Расчет межосевого расстояния

a

=

==127 мм,

где - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, =8,9· (сталь-сталь, косозубая передача) [3, табл. 2]

Принимается стандартное а = 125 мм. [3, табл. 14]

1.4 Назначение модуля

m=(0,01…0,025)a=(0,01…0,025)125=(1,25…3,125) мм

Принимаем стандартный модуль

= 2 мм. [3, табл. 17]

1.5 Назначение чисел зубьев и уточнение угла наклона зуба

cos

= ·0,9613=120,2

Принимаем =120

=arccos= arccos= arccos 0,96 =16,26° =16°16’0’’;

= =37,0

Принимаем =37

=–==83,

= = 2,24

= =0,00 %

=2,5 % [3, табл. 8]

1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

=

==31 мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем = 30 мм;

Проверка принятой ширины на торцевое перекрытие

= = =29 мм – торцевое перекрытие обеспечено;

==30 мм;

= =77,083 мм;

==81,083 мм;

==72,08 мм;

= =172,917 мм;

==176,917 мм;

==167,92 мм.

1.7 Назначение степени точности зубчатых колес

== 2,07 м/с

Назначаем степень точности 9В (с нормальным зазором) [3, табл. 19]

Blog

Содержание

4Проектировочные расчеты

4.1Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2)