курсовой проект / АНАЛИЗ~1

15

Содержание

Задание	3
1. Расчет привода с выбором электродвигателя по ГОСТ	4
2. Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой ступени редуктора	5
3. Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой ступени редуктора	7
4. Расчет вала	8
5. Выбор кулачковой муфты	13
Список использованных источников	14

Задание № 27.

Спроектировать и рассчитать привод технической системы и быстроходную цилиндрическую прямозубую ступень редуктора. Пододрать по ГОСТ и рассчитать колочковую муфту, соединяющую валы двигателя и передаточного механизма. Выполнить полный расчет ведомого вала и быстроходной цилиндрической прямозубой ступени редуктора. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность шпоночное соединение ведомого вала и цилиндрической передачи.

Исходные данные:

F = 30 kH – усилие на гайке,

V = 0,1 м/с – линейная скорость гайки,

₃ = 9 рад/с – угловая скорость вращения винта.

1. Расчет привода с выбором электродвигателя по ГОСТ.

1.1. КПД привода [1, табл. 5.4]:

₁ = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической цилиндрической передачи,

₂ = 0,99 – КПД двух подшипников качения,

₃ = 0,98 – КПД двух подшипников скольжения,

₄ = 0,5 – КПД передачи винт-гайка.

Общий КПД: _общ = ₁²₂⁴₃³₄ = 0,96²0,99⁴0,98²0,5 = 0,4251.

1.2. Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р₄/_общ, где Р₄ = FV,

Р_тр = FV/_общ = 300,1/0,4251 = 7,05 кВт.

1.3. Выбираем двигатель по ГОСТ [1, табл. 5.1] Р_дв  Р_тр электродвигатель 4А132М6У3, для которого:

мощность двигателя: Р_дв = 7,5 кВт,

число оборотов: n_дв = 1000 об/мин,

скольжение: S = 3,2 %,

диаметр вала: d_в = 37 мм.

1.4. Параметры входного вала привода:

Р₁ = Р_дв = 7,5 кВт,

n₁ = n_дв(1 – S) = 1000(1 – 0,032) = 968 об/мин,

₁ = n₁/30 = 3,14968/30 = 101 рад/с.

1.5. Общее передаточное отношение и передаточные числа кинематических пар приводов:

U_общ = ₁/₄ = 101/9 = 11,2575.

U_общ = U_р.

Выбираем U_р = U_бU_т = 2,8  4 = 11,2 [1, табл. 5.6].

1.6. Мощности каждого вала привода:

Р₁ = 7,5 кВт,

Р₂ = Р₁₁₂² = 7,1 кВт,

Р₃ = Р₂₁₂²₃ = 6,5 кВт,

Р₄ = Р₃₃²₄ = 3,1 кВт.

1.7. Угловые скорости и число оборотов на каждом валу:

1 = 101 рад/с,	n1 = 968 об/мин,
2 = 1/Uб = 101/2,8 = 36 рад/с,	n2 = n1/Uб = 346 об/мин,
3 = 2/Uт = 36/4 = 9 рад/с,	n3 = n2/Uт = 87 об/мин.

1.8. Крутящие моменты каждого вала:

Т₁ = Р₁/₁ = 74,3 Нм,

Т₂ = Р₂/₂ = 197,2 Нм,

Т₃ = Р₃/₃ = 722,2 Нм.

1.9. Фактическое усилие F при V = 0,1 м/с:

F = Р₁_общ/V = 7,50.4251/0,1 = 31,9 кН.

2. Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой ступени редуктора.

2.1. Выбор материала зубчатых колес.

Материал шестерни – сталь 40ХН улучшенная твердостью 295НВ.

Материал колеса – сталь 40ХН нормализованная твердостью 250НВ [1, стр. 130].

Для которых допускаемые контактные напряжения:

[_H]₁ = 540 МПа [1, стр. 181],

[_H]₂ = 466 МПа [1, стр. 181],

[_H] = 503 МПа [1, стр. 181].

Допускаемые напряжения изгиба:

[_F]₁ = 465 МПа [1, стр. 181],

[_F]₂ = 425 МПа [1, стр. 181].

2.2. Расчет межценрового расстояния:

,

k_a – числовой коэффициент [1, стр. 162], k_a = 49,5;

k_H - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба [1, табл. 9.11], выбирается в зависимости от _вd:

_вd = _ва(U_б + 1)/2 = 0,5(2,8 + 1)/2 = 0,95;

_ва – коэффициент ширины зуба, _ва = 0,5.

мм.

Округляем межцентровое расстояние по ГОСТ [1, табл. 9.2]:

а = 125 мм.

2.3. Назначаем число зубьев шестерни:

z₁ = 21,

z₂ = z₁U_б = 212,8 = 59.

2.4. Модуль зацепления передачи:

мм.

Округляем по ГОСТ модуль зацепления [1, 9.1]:

m = 3 мм.

2.5. Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = mz₁ = 321 = 63 мм,

d₂ = mz₂ = 359 = 177 мм.

Диамерты выступов зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m = 63 + 23 = 69 мм,

d_а2 = d₂ + 2m = 177 + 23 = 183 мм.

Диамерты впадин зубьев:

d_F1 = d₁ – 2,5m = 63 – 2,53 = 55,5 мм,

d_F2 = d₂ – 2,5m = 177 – 2,53 = 169,5 мм.

Ширина венца зубчатого колеса:

b₂ = _ваa = 0,5125 = 62,5 мм,

b₁ = b₂ + 5 = 62,5 + 5 = 67,5 мм.

2.6. Окружная скорость:

м/с.

2.7. Степень точности изготовления передачи [1, табл. 9.9]:

S = 9.

2.8. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

.

Z_M = 275 (H/мм²)^1/2 – механический коэффициент [1, стр.163],

Z_H = 1,77 – коэффициент формы зуба [1, стр. 163],

Z_ = 1 – коэффициент контактных линий [1, стр. 163],

k_H = k_H k_H k_HV – общий коэффициент нагрузки,

k_H = 1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, табл. 9.12],

k_HV = 1 – динамический коэффициент [1, стр. 164],

k_H = 11,121 = 1,12.

МПа.

_H = 450,67 МПа  [_H] = 503 МПа.

Условие прочности выполняется.

2.9. Проверочная прочность на изгиб.

Определяем эквивалентное число зубьев:

z_v1 = z₁ = 21,

z_v2 = z₂ = 59.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 9.10]:

У_F1 = 4,052, У_F2 = 3,623.

Находим отношения:

[_F]₁ / У_F1 = 465/4,052 = 114,76,

[_F]₂ / У_F2 = 425/3,623 = 117,3.

Расчет проводим для того колеса, у которого это отношение меньше:

,

У_ = 1 – коэффициент перекрытия колес [1, стр. 164],

У_ = 1 – коэффициент наклона зуба,

k_F = k_F k_F k_FV – общий коэффициент нагрузки

k_F = 1,

k_F = k_Н = 1,288, где  = 1,15 [1, табл. 9.11],

k_FV = 1,45 [1, табл. 9.13],

k_F = 11,2881,45 = 1,8676.

МПа.

_F1 = 88,14 МПа  [_F]₁ = 465 МПа.

Условие прочности выполняется.

2.10. Конструктивные размеры зубчатого колеса.

d_СТ = 1,6d = 64 мм – диаметр ступицы,

L_СТ2 = (1,2...1,5)d = 62,5 мм – длина ступицы,

С’ = (0,2...0,3)b = 12,5 мм – толщина диска,

 = (2,5...4)m = 12 мм – толщина венца,

n = 0,5m = 1,5 мм – размер фаски,

D₀ = 105 мм – диаметр расположения облегчающих отверстий (принимается конструктивно),

d₀ = 20 мм - диаметр облегчающих отверстий (принимается конструктивно).

3. Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой ступени редуктора.

3.1. Выбор материала зубчатых колес.

Материал шестерни – сталь 40ХН улучшенная твердостью 295НВ.

Материал колеса – сталь 40ХН нормализованная твердостью 250НВ [1, стр. 130].

Для которых допускаемые контактные напряжения:

[_H]₁ = 540 МПа [1, стр. 181],

[_H]₂ = 466 МПа [1, стр. 181],

[_H] = 503 МПа [1, стр. 181].

Допускаемые напряжения изгиба:

[_F]₁ = 465 МПа [1, стр. 181],

[_F]₂ = 425 МПа [1, стр. 181].

3.2. Расчет межценрового расстояния:

,

а = 182 мм.

Округляем межцентровое расстояние по ГОСТ [1, табл. 9.2]:

а = 200 мм.

3.3. Назначаем число зубьев шестерни:

z₃ = 19,

z₄ = z₃U_Т = 194 = 76.

3.4. Модуль зацепления передачи:

мм.

Округляем по ГОСТ модуль зацепления [1, 9.1]:

m = 4,5 мм.

3.5. Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительных окружностей:

d₃ = mz₃ = 4,519 = 85,5 мм,

d₄ = mz₄ = 4,576 = 342 мм.

Ширина венца колеса и шестерни:

b₄ = _ваa = 0,5200 = 100 мм,

b₃ = b₄ + 5 = 100 + 5 = 105 мм.

4. Расчет вала.

4.1. Выбор материала вала.

Выбирается сталь 45 нормализованная:

_Т = 360 МПа,

_В = 610 МПа.

4.2. Усилия действующие на вал.

Н.

Н.

Н.

Н.

4.3. Определение длины участков вала.

L = 20 мм,

L_СТ2 = 62,5 мм,

L_СТ3 = 100 мм,

В = 21 мм.

4.4. Опорные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Изгибающие моменты в каждой плоскости. Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении.

F_r21

d₃ d₂

F_r22

a c b

l

Вертикальная плоскость

R_A F_r21 R_B

D

A B

C F_r22

Эп. Т

М_ВС

Эп. М_В М_ВВ

М_ВА

М_ВD

Горизонтальная плоскость

R_A R_B

С D

A F_t21 B

F_t22

Эп. М_Г М_ГВ

М_ГА

М_ГС

М_ГD

а = В/2 + L + L_СТ2/2 = 61,75 мм,

b = В/2 + L + L_СТ3/2 = 80,5 мм,

с = L + L_СТ2/2 + L_СТ3/2 = 101,25 мм,

l = a + b + c = 243,5 мм.

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Н,

Н.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

M_BA = 0, M_BB = 0,

M_BC = R_Aa = 3,106 Hм,

M_BD = R_Bb = 73,923 Hм.

Проверка: R_A + R_B – F_r21 + F_r22 = 0,

50,3 - 918,3 – 811 +1679 =0.

Опорные реакции рассчитаны правильно.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Н,

Н.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

M_ГA = 0, M_ГB = 0,

M_ГC = R_Aa = 176,83 Hм,

M_ГD = R_Bb = 273,98 Hм.

Проверка: R_A + R_B – F_t21 - F_t22 = 0,

3187,6 + 3651,88 – 2228,2 - 4611,3 = 0.

Опорные реакции рассчитаны правильно.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Нм.

4.5. Определение диаметров участков вала.

мм,

Принимаем: d = 40 мм.

Так как d > d_П на 2  5 мм, то d_П = 35 мм.

d_ = d + 2h = 40 +25 = 50 мм, где h = 5 мм.

4.6. Выбор подшипников.

Выбираем шарнирные радиальные однорядные подшипники средней серии 307, для которых D = 80 мм, B = 21 мм.

4.7. Подбор соединения вала с зубчатым колесом.

Выбираем сегментную шпонку с параметрами:

l_Р = 31,4 мм, bhd 101332.

Проверка шпонки на смятие:

, где [_СМ] = 60  100 МПа,

, где Т_Р = к_РТ₂ = 1,5 197,2 = 295,8 Нм.

F_CM = 15989,2 H.

A_CM = l_P(d/2 – t₁) = 31,4(32/2-10) = 188,4 мм².

Тогда МПа.

_СМ = 84,87 МПа < [_СМ] = 100 МПа.

Условие прочности выполняется.

4.8. Проверка прочности вала по коэффициенту запаса прочности.

Условие прочности:

,

где s – расчетный коэффициент запаса прочности,

[s] = 1,3...1,5 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности,

[s] = 2,5...4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости,

s_, s_ - коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

,

_-1, _-1 – пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения; _а, _а, _m, _m – амплитуда и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений; k_, k_ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; _, _ - коэффициенты, учитывающие снижение механических свойств с ростом размера заготовок; _, _ - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала.

k_ = 1,75 [1, табл.14.2],

k_ = 1,5 [1, табл.14.2],

_ = 0,859 [1, табл.14.3],

_ = 0,742 [1, табл.14.3],

_ = 0,2 [1, табл.14.4],

_ = 0,1 [1, табл.14.4].

_-1 = 0,43_В = 262,3 МПа,

_-1 = 0,5_-1 = 131,15 МПа.

_m = 0,

Тогда:

,

,

,

s = 2,51> [s] = 2,5.

Условие прочности и условие жесткости выполняются.

5. Выбор кулачковой муфты.

5.1. Материал полумуфт сталь 45.

5.2. Выбор муфты по ГОСТ.

Муфта выбирается по ГОСТ по диаметру вала:

Т_Р = к_РТ₂ = 1,5 197,2 = 295,8 Нм.

Так как Т_Р  [Т_Р], то выбираем муфту с параметрами:

[Т_Р] = 400 Нм,

D = 130 мм,

l = 58 мм,

L = 140 мм,

d_ст = 80 мм,

Н = 65 мм,

h = 16 мм – высота кулачков [2, табл.7]

5.3. Выбор шпонки по ГОСТ.

Выбирается шпонка со следующими размерами:

b = 10 мм,

h = 8 мм,

t₁ = 5 мм,

t₂ = 3,3 мм,

l_шп = 56 мм.

5.4. Расчет кулачков на смятие по удельному давлению на поверхности кулачков.

где [p] = 10  15 МПа.

МПа,

р = 8,092 МПа < [p] = 10 МПа.

Условие прочности выполняется.

Список использованных источников

1. Кузьмин А. В. и др. Расчеты деталей машин: Справочное пособие - Мн: Выш. шк., 1986.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя - Кн. 1. М.: Машиностроение, 1974.

3. Дмитриев В. А. Детали машин – Л.: Судостроение, 1970.

4. Расчет и проектирование деталей машин. Под ред. Г. Б. Столбина – М.: Высш. шк., 1978.