курсовой проект / задание 3 вариант 2 (3)

19

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ №3.2

Рассчитать привод и втулочную муфту с призматической шпонкой, соединяющую вал двигателя с валом червячного редуктора, червячный редуктор.

Исходные данные:

P₃=7 (кВт) – мощность на выходном валу привода;

₃=1,5 (рад/с) – угловая скорость вращения выходного вала.

Схема привода дана на рисунке 1.

1 – электродвигатель; 2 – втулочная муфта; 3 – червячный редуктор; 4 – цепная передача; 5 – барабан.

Рисунок 1 – Электромеханический привод

ВВЕДЕНИЕ

Рассмотрим основные устройства, образующие электромеханический привод.

Червячная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания равен обычно 90⁰.

Достоинства червячных передач: возможность получения больших передаточных отношений в одной паре; плавность и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность; возможность самоторможения. Червячные передачи обладают и рядом недостатков: сравнительно низкий КПД; повышенный износ и склонность к заеданию; необходимость применения для колес дорогих антифрикционных материалов, повышенные требования к точности сборки.

Пониженный КПД и склонность червячных передач к заеданию ограничивает их применение областью низких и средних мощностей при периодической, кратковременной работе. При больших мощностях и длительной работе потери в червячной передаче настолько высоки, что ее использование становится невыгодным.

Червячные передачи дороже и сложнее зубчатых, поэтому их применяют при необходимости передачи движения между перекрещивающимися валами, а также в механизмах, где необходимы большие передаточные отношения и высокая кинематическая точность. Червячные передачи применяют в подъемно-транспортных машинах, станкостроении, автомобилестроении. [3, c. 172-179]

Для соединения валов электродвигателя и червячной передачи используется втулочная муфта. Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических проводов. Кроме того муфты могут использоваться для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе, предохранения машины от перегрузки, компенсации вредного влияния несоосности валов, уменьшения динамических нагрузок.

Муфты могут быть следующих видов: глухие, компенсирующие жесткие, упругие, управляемые, комбинированные.

Втулочная муфта относится к группе глухих муфт и является наиболее простой из них. Втулочная муфта представляет собой втулку, скрепление которой с валами осуществляют с помощь штифтов, шпонок или шлиц. Втулочные муфты применяют в легких машинах при диаметрах валов до 70 мм. Они обладают такими достоинствами, как простота конструкции, низкая стоимость и малые габариты. Прочность муфты определяется прочностью штифтового, шпоночного или шлицевого соединения, а также прочностью втулки. К недостаткам втулочных муфт относятся: трудность разборки, необходимость очень точного соблюдения соосности валов. [3, c. 299]

Ведомый вал червячного редуктора связан с выходным валом привода посредством цепной передачи. Цепная передача основана на зацеплении цепи и звездочек. В приводах стационарных машин небольшой мощности цепные передачи применяются в качестве привода: от электродвигателя к приемному валу передаточного механизма или машины; от выходного вала к другой машине или передаче. В схеме, приведенной на рисунке 1, второй вариант применения цепной передачи. В этом случае цепные передачи работают с пониженными скоростями и передают значительные крутящие моменты. [4, с. 32]

Принцип зацепления и повышенная прочность стальной цепи позволяют передавать большие нагрузки по сравнению с ременными передачами. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивают постоянство передаточного отношения и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры. Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала нескольким валам.

Цепные передачи имеют и некоторые недостатки. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки.

Цепные передачи применяют при значительных межосевых расстояниях, а также для передачи движения от одного ведущего вала нескольким ведомым в тех случаях, когда зубчатые передачи не применимы, а ременные недостаточно надежны. Наибольшее распространение цепные передачи получили в сельскохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспортных устройствах. [3, c. 242]

1 РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определим требуемую мощность электродвигателя:

P_треб=Р₃/_общ, (1)

где P_треб – требуемая мощность электродвигателя;

_общ – общий КПД электропривода.

Найдем общий КПД электропривода:

, (2)

где _ред=0,8 – КПД червячного редуктора при числе заходов червяка z=2 с учетом потерь в подшипниках [1,т.3];

_цеп=0,91 – КПД цепной передачи с учетом потерь в подшипниках [1,т. 3].

_общ=0,8*0,91=0,728.

P_треб=7/0,728=9,615 (кВт).

По требуемой мощности подбираем электродвигатель: Р_двигР_треб.

Выбираем электродвигатель А02-52-4.

Параметры двигателя:

Р₁=Р_дв=10 кВт – мощность на ведущем валу привода;

n₁=n_дв=1460 об/мин – частота вращения на ведущем валу привода;

d=38 мм – диаметр вала двигателя. [1, т.6]

1.2 Определим мощность на каждом валу привода:

P_дв=Р₁=10 (кВт) –мощность на ведущем валу привода;

(кВт) (3)

Р₂ – мощность на ведомом валу червячного редуктора;

(кВт) (4)

Р₃ – мощность на выходном валу привода.

1.3 Определим передаточные числа привода:

, (5)

где ₁ – угловая скорость вращения вала двигателя;

₃ – угловая скорость вращения выходного вала привода;

– общее передаточное число.

(рад/с). (6)

(рад/с).

.

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода:

U_общ=U₁U₂=32,5. (7)

U₁=10 – передаточное число червячного редуктора;

U₂=3,25 – передаточное число цепной передачи [1,т.7].

1.4 Определяем число оборотов и угловые скорости вращения на каждом валу привода:

n₁=1460 (об/мин) – частота вращения вала двигателя;

₁=152,8 (рад/с) – угловая скорость вращения вала двигателя.

(об/мин), (8)

n₂ – частота вращения ведомого вала червячного редуктора ;

(рад/с), (9)

₂ – угловая скорость вращения ведомого вала червячного редуктора;

(об/мин), (10)

n₃ – частота вращения выходного вала привода;

(рад/с), (11)

₃ – угловая скорость вращения выходного вала привода.

1.5 Определяем крутящие моменты на каждом валу привода:

(Н*м), (12)

Т₁ – крутящий момент на ведущем валу привода.

(Н*м), (13)

Т₂ – крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора.

(Н*м), (14)

Т₃ – крутящий момент на выходном валу привода.

2 РАСЧЕТ ВТУЛОЧНОЙ МУФТЫ С ПРИЗМАТИЧЕСКОЙ ШПОНКОЙ

2.1 Подбор муфты

Муфта подбирается по диаметру вала и расчетному крутящему моменту:

, (15)

Т_р – расчетный крутящий момент;

К_р=1,25 – коэффициент режима [2, т.17.1];

d=38(мм) – диаметр вала двигателя.

Получим расчетный крутящий момент:

(Н*м).

Допустимый расчетный крутящий момент:

[T_p]=200 (Н*м).

Втулочная муфта имеет следующие размеры: [2, т.17.2]

D=55 (мм) – диаметр втулки;

L=105 (мм) – длина муфты.

2.2 Проведем расчет втулки на кручение:

, (16)

где _к – напряжение кручения;

W_ – полярный момент сопротивления;

[_к]=25 МПа – допустимое напряжение кручения.

Найдем полярный момент сопротивления:

, (17)

где D – диаметр втулки;

d – диаметр вала;

.

мм³.

Найдем напряжение кручения:

(МПа).

t_к=3,22[t_к] – условие прочности выполняется.

2.3 Подбор шпонки

Призматическая шпонка имеет следующие размеры: [2, т. 4.1]

b=12 мм – ширина шпонки;

h=8 мм – высота шпонки;

l=40 мм – длина шпонки;

t₁=5 мм – глубина паза вала;

t₂=3,3 мм – глубина паза втулки.

2.4 Проведем расчет шпонки на смятие:

, (18)

где _см – напряжение смятия;

[_см]=60-100 МПа – допустимое напряжение смятия;

А_см – площадь смятия;

F_см – сила смятия.

. (19)

А_см=l*h₁, (20)

где l – длина шпонки;

h₁=h-t₁ – высота шпонки над валом.

(Н).

А_см=40*(8-5)=120 (мм²).

Напряжение смятия:

(МПа).

_см=35,64<[_см] – условие прочности выполняется.

3 РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

3.1 Выбираем материал для деталей передачи

Для червяка: сталь 45, закаленная до твердости более 46 HRC, витки шлифованные [2, с. 256].

Для червячного колеса: венец изготовлен из безоловянной бронзы Бр АЖ9-4Л, отливка в землю, диск и ступица изготовлены из чугуна СЧ15 [2, т. 12.7].

Принимаем допускаемое контактное напряжение для червячного колеса при предварительно назначенной скорости скольжения V_ск=4 м/с [_к]=160 МПа [2, т. 12.7].

k_а = 43 – числовой коэффициент для косозубой передачи

_ва = 0,5 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса [1, c.30]

k_ = 1,063 – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаемая в зависимости от коэффициента. [2, т. 9.11].

(21)

3.2 Межцентровое расстояние:

, (22)

где a – межцентровое расстояние;

Т₂ – крутящий момент на ведомом валу цилиндрической передачи, Н*мм;

(мм).

Примем по ГОСТ а=125 мм [2, т. 12.1].

3.3 Назначаем число зубьев шестерни

z₁=25

Тогда число зубьев колеса:

z₂=z₁*U_ц=25 * 4 = 100. (23)

3.4 Назначаем угол наклона зуба:

для косозубых  =10

cos = 0,985.

Модуль зацепления передачи

(24)

где m – модуль зацепления передачи;

а – межцентровое расстояние;

z₁ – число зубьев шестерни;

Принимаем по ГОСТ m=2 мм [1, с. 30].

3.5 Основные размеры шестерни и колеса:

• диаметры делительных окружностей:

для шестерни , (25)

(мм);

для колеса , (26)

(мм);

• диаметры выступов:

для червяка d_a1=d₁+2m, (26)

d_a1=80+2*8=96 (мм);

для колеса d_a2=d₂+2m, (27)

d_a2=320+2*8=336 (мм);

• диаметры впадин:

для червяка d_f1=d₁-2,4m, (28)

d_f1=80-2,4*8=60,8 (мм);

для колеса d_f2=d₂-2,4m, (29)

d_f2=336-2,4*8=316,8 (мм);

• внешний диаметр колеса:

d_m2d_a2+6m/(z₁+2), (30)

d_m2336+6*8/(4+2)=344 (мм),

принимаем d_m2=344 мм;

• длина нарезной части червяка

b₁(11+0,06z₂)*m+25, (31)

b₁(11+0,06*40)*8+25 132,2 (мм),

принимаем b₁=133 мм;

• ширина зубчатого венца колеса:

b₂0,75d_a1, (32)

b₂0,75*9672 (мм),

принимаем b₂=72 мм;

• угол наклона зубьев колеса, равный углу подъема винтовой линии червяка при z₁=4 и q=10, равен =21^о48’05” [2, т. 12.3].

3.6 Окружная скорость червяка:

, (33)

где d₁ – диаметр делительной окружности червяка;

n₁ – частота вращения ведущего вала привода;

v – окружная скорость червяка.

(м/с).

3.7 Скорость скольжения:

, (34)

где v – окружная скорость червяка;

v_ск – скорость скольжения;

 - угол наклона зубьев колеса.

(м/с)

3.8 Степень точности передачи S в зависимости от скорости скольжения:

S=6 [2, т. 12.8].

3.9 Уточняем допускаемое контактное напряжение:

при v_ск=6,57 [_к]=144 МПа [2, т.12.7].

3.10 Находим коэффициент нагрузки:

k=k_q*k_кц, (35)

где k_q=1 – динамический коэффициент, зависящий от степени точности передачи и скорости скольжения [2, т. 12.10];

k_кц – коэффициент концентрической нагрузки.

k_кц=1+0,4(z₂/)³, (36)

где z₂ – число зубьев червячного колеса;

=70 – коэффициент деформации червяка, зависящий от z₁ и q [2, т.12.9]

k_кц=1+0,4(40/70)³=1,074.

Тогда коэффициент нагрузки:

k=1*1,074=1,074.

3.11 Проверочный расчет на контактную прочность

, (37)

где _к – контактное напряжение;

[_к] – допустимое контактное напряжение;

q – коэффициент диаметра червяка;

z₂ – число зубьев червячного колеса;

а – межцентровое расстояние;

Т₂ – крутящий момент на ведомом валу конической передачи.

(МПа).

_к=125,91<[_к] – условие прочности выполняется.

3.12 Конструктивные параметры червячного колеса

• диаметр вала под червячным колесом:

, (38)

где Т₂ – крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора;

[_к]=25 МПа – допускаемое напряжение при кручении;

d_в – диаметр вала под червячным колесом.

(мм);

• длина ступицы колеса:

L_ст=(1,21,8)*d_в, (39)

где d_в – диаметр вала под червячным колесом. L_ст =(1,21,8)*47=56,484,6 (мм).

Из условия L_ст>b₂ принимаем L_ст=84 мм;

• диаметр ступицы колеса:

d_ст=(1,61,8)*d_в, (40)

где d_в – диаметр вала под червячным колесом.

d_ст=(1,61,8)*47=75,284,6 (мм).

Принимаем d_ст=80 мм;

• толщина соединяемых деталей венца и диска:

=2*m, (41)

где m – модуль зацепления зубчатых колес.

=2*8=16 (мм);

• толщина диска:

с=0,3*b₂ (42)

где b₂ – ширина зубчатого венца.

с=0,3*72=21,6 (мм)

• диаметр расположения облегчающих отверстий принимаем конструктивно

D₀=82 (мм)

• диаметр облегчающих отверстий принимаем конструктивно

d₀=40 (мм)

• количество облегчающих отверстий принимаем конструктивно

i=4

• размер фасок принимаем в зависимости от диаметра вала под колесом

n=3мм [2, т.14.7].

3.13 Расчет соединения червячного колеса с валом

Червячное колесо крепится к валу с помощью призматической шпонки. Шпонка имеет следующие параметры:

b=14 мм – ширина шпонки;

h=9 мм – высота шпонки;

l=70 мм – длина шпонки;

t₁=5,5 мм – глубина паза вала;

t₂=3,8 мм – глубина паза втулки. [2, т. 4.1]

Проведем расчет шпонки на смятие. Напряжение смятия определяется по формуле (18):

,

где [_см]=60-100 МПа – допустимое напряжение смятия.

Площадь смятия определяется формулой (20):

А_см=l*h₁,

А_см=70*(9-3,5)=245 (мм²).

_{Сила смятия определяется формулой (19):}

,

(Н).

(МПа).

s_см=35,64<[s_см] – условие прочности выполняется.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:

1. Козлова С. Н. Детали машин. Методические указания к курсовому проектированию. – Саратов: СГТУ, 1997.

2. Кузьмин А. В. и др. Расчеты деталей машин. – Минск: Высшая школа, 1986. – 400 с.

3. Иванов М. Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.

4. Жуков К. П., Масленникова С. И. Расчет и проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1978. – 247 с.