курсовой проект / кпдпри~1

Задание:

Спроектировать и рассчитать привод технической системы и прямозубую коническую передачу. Выполнить полный расчет ведомого вала прямозубой конической передачи. Подобрать по ГОСТ и рассчитать кулачковую муфту, соединяющую валы двигателя и передаточного механизма. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность шпоночное соединение ведомого вала прямозубой конической передачи с колесом.

Исходные данные:

Р₄= 16.2 кВт – мощность на ведомом валу конической прямозубой передачи

ω₄= 1.9π рад/с – угловая скорость вращения ведомого вала конической прямозубой передачи

1 Расчет привода

1.1 КПД привода:

η₁= 0.9 - червячной (при числе заходов червяка: z = 4)

η₂= 0.97 - клиноременной передачи

η₃= 0.94 - открытой зубчатой конической

η_п= 0.995 - пары подшипников качения

Общий КПД: η= η₁*η₂*η₃*η_п⁵ = 0.8

1.2 Требуемая мощность двигателя: Р_т= Р₄/η = 16.2/0.8= 20.25кВт

Выбор двигателя по ГОСТ: Р_дв > P_т

Выбираем двигатель 4А180S2У3: [1, с.70]

Р_дв = 22кВт - мощность двигателя;

n_дв = 3000 об/мин - частота вращения вала;

s = 2% - скольжение;

d_в = 55мм - диаметр вала;

l₁ = 110мм - длина хвостовика вала двигателя.

1.3 Принимаем Р₁= Р_дв

n₁ = n_дв(1 – s) = 3000(1- 0.02) = 2940 об/мин

ω₁ = πn/30 = 98π рад/с

1.4 Рассчитаем мощности на каждом валу привода:

P₂= η_п²η₁P₁ = 0.995² * 0.9 * 22 = 19.6 кВт

P₃= η_п²η₂P₂ = 0.995² * 0.97 * 19.6 = 18.822 кВт

P₄= η_пη₃P₃= 0.995 * 0.94 * 18.822 = 17.604 кВт

1.5 Передаточное отношение приводов

Общее передаточное отношение:

u_общ = ω₁/ω₄ = 98π/1.9π = 51.579

Подбираем по ГОСТ передаточное отношение червяка редуктора:

u₁ = 8 [1, табл.5.5]

Выбираем передаточное отношение конической прямозубой передачи:

u₃ = 3 (3  u₃  7) [1, табл.5.5]

Рассчитаем передаточное отношение клиноременной передачи:

u₂ = u_общ /(u₁ * u₃) = 51.579/(8 * 3) = 2.149

1.6 Находим угловые скорости и число оборотов каждого вала:

ω₂= ω₁/u₁ = 307.876 / 8 = 38.4745 рад/с

ω₃= ω₂/u₂ = 38.4745 / 2.149 = 17.908 рад/с

ω₄= ω₃/u₃ = 17.908 / 3 = 5.969 рад/с

1.7 Крутящие моменты на каждом валу привода:

T₁ = P₁/ω₁ = 22000 / 307.876 = 71.457 Нм

T₂ = P₂/ω₂ = 19600 / 38.4745 = 509.428 Нм

T₃ = P₃/ω₃ = 18822 / 17.908 = 1051.038 Нм

T₄ = P₄/ω₄ = 17604 / 5.969 = 2949.237 Нм

2 Расчет конической прямозубой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колес: [1, c.173]

Для шестерни: ст.30ХГС улучшенная твердостью 280НВ, для которой:

[σ]_1H= 840 МПа - допускаемое контактное напряжение;

[σ]_1F= 730 МПа - допускаемое напряжение при изгибе.

Для зубчатого колеса: ст.30ХГС улучшенная твердостью 260НВ, для которой:

[σ]_2H= 800 МПа - допускаемое контактное напряжение;

[σ]_2F= 700 МПа - допускаемое напряжение при изгибе.

Общее контактное напряжение [σ_H]= 800 МПа (выбираем наименьшее)

2.2 Расчет параметров колес

Внешний делительный диаметр колеса:

k_hβ= 1.45 [1, табл. 9.11]

ψ_Re= 0.5 - к-т длины зуба

k_d= 99

Назначаем: z₁= 29, тогда z₂= z₁u₃ = 29*3 = 87

Внешний окружной модуль:

По ГОСТ 9563 – 60: m_e= 5мм [2, c.276]

Уточняем внешний делительный диаметр колеса: d_e2= m_ez₂= 87*5= 435мм

По ГОСТ 12289 – 66: d_e2= 500мм [2, c.280]

( при d_e2= 450мм не проходит проверка на контактную прочность)

Основные размеры конической передачи:

- длина зуба

По ГОСТ 12289 – 66: b= 115мм; [2, c.285]

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1= m_e * z₁ = 5 * 29 = 145мм

Углы при вершинах конусов:

Средний делительный диаметр шестерни:

Графически найдем:

d₂= 391мм

Диаметры выступов зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Средняя окружная скорость:

Степень точности передачи найдем по [1, табл. 9.9]

s = 8

2.3 Проверочный расчет по контактным напряжениям:

- механический к-т [1, с.163]

- к-т формы зуба [1, с.163]

- к-т суммарной длины контактных линий [1, с.163]

- прочность передачи по контактному напряжению обеспечена.

2.4 Проверочный расчет зуба на изгиб:

по [1, табл. 9.10]:

Y_F1= 3.8

Y_F2= 3.6

Расчет зуба на изгиб будем вести по шестерне, как наименее прочной:

где:

Y_ξ= 1 - к-т перекрытия колес

Y_β= 1 - к-т, учитывающий наклон зуба

K_F= K_FαK_FβK_Fv

K_Fα= 1

K_Fβ= αK_Hβ= 1.74 [2,табл. 9.11]

K_Fv= 1.25 [2,табл. 9.13]

- прочность зуба на изгиб обеспечена.

3 Расчет ведомого вала конической прямозубой передачи

l_k1 =100мм

l₂ = l₃ = l₅ = 50мм

l₆ = 20мм

l₄ = 200мм

l₇ = 150мм

3.1 Определение нагрузок на опоры и изгибающих моментов

l = 0.5l₃ + l₄ + 0.5l₅ = 25 + 200 + 25 = 250мм

l₁ = 0.5l₅ + l₆ + 0.5l₇ = 25 + 20 + 75 = 120мм

Определение опорных реакций.

где α = 20 - угол зацепления;

Определение изгибающих моментов.

3.2 Выбор материала вала: [1, c.173]

Сталь 45 нормализованная, для которой:

[σ]_в= 610 МПа - временное сопротивление

[σ]_т= 360 МПа - предел текучести

Рассчитаем для стали 45: [2, с.388]

3.3 Расчет суммарного изгибающего момента в наиболее нагруженном сечении вала.

Наиболее нагружено будет сечение на опоре В:

Суммарный изгибающий момент:

Найдем эквивалентный момент по 3 гипотезе прочности: [2, c.376]

3.4 Определение диаметров участков вала.

Диаметр хвостовика вала под муфту определим из расчета на кручение:

к-т 1.05 учитывает ослабление сечения вала шпоночной канавкой

Принимаем:

d_k1= 100мм

d_п= 110мм - диаметр вала под подшипниками

d_кп = 105мм - промежуточный диаметр между хвостовиком и подшипниками

d_б= d_k+ 2h = 100 + 20 = 120мм - диаметр буртика (h=10мм, [1, табл.14.7])

Определим радиус галтелей: [2, c.369]

R₁ = R₂ = R₃ = R₄ = 2мм

R₅ = 3мм

R₆ = 8мм

3.5 Проверим диаметр вала в опасном сечении:

d < d_п = 110мм - оставляем d_п= 110мм

3.6 Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные (средняя серия):

322 ГОСТ 8338 – 57 с параметрами:

d = 110мм - внутренний диаметр;

D = 240мм - внешний диаметр;

В = 50мм -

3.7 Определим диаметр вала d_к2 под колесом:

Найдем эквивалентный момент по 3 гипотезе прочности: [2, c.376]

- допускаемое напряжение [2, c.376]

Принимаем d_к2 = 100 мм

3.8 Найдем нормальные напряжения в наиболее нагруженном участке вала (d=110мм):

[2, c.378]

где

3.9 Найдем касательные напряжения для опасного сечения вала:

[2, c.379]

где

3.10 Эффективные к-ты концентрации напряжений для стали 45 с пределом прочности менее 700 МПа: [2, табл.13.2]

Масштабные факторы для вала d = 110мм: [2, табл.13.3]

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей: [2, табл.13.4]

К-т запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

[2, с.378]

[2, с.378]

Общий к-т запаса прочности:

[2, с.377]

n > [n] – обеспечена достаточная прочность и жесткость вала

где [n] = 1.3 – 1.5 – требуемый к-т запаса для обеспечения прочности.

[n] = 2.5 – 4 – требуемый к-т запаса для обеспечения жесткости.

3.11 Проверка при двукратных перегрузках:

К-т запаса по сопротивлению пластическим деформациям:

[2, с.379]

n_T > [n_T]

где [n_Т ] = 1.3 – 1.5 – требуемый к-т запаса прочности по текучести.

Вывод: прочность и жесткость вала обеспечена как в обычных режимах так и при двукратных перегрузках.

3.12 Для соединения вала с колесом используем шпонку призматическую с параметрами: [2, табл.4.1]

сталь 45

b = 28мм

h = 16мм

t = 10мм

t₁ = 6.4мм

l_p = 110мм

Рассчитаем шпонку на смятие:

= 100 МПа для ст.45 [1, c.48]

- условие прочности шпонки на смятие выполняется.

3.13 Для соединения вала с муфтой используем шпонку призматическую с параметрами: [2, табл.4.1]

b = 28мм

h = 16мм

t = 10мм

t₁ = 6.4мм

l_p = 70мм

4 Расчет кулачковой муфты, соединяющей вал двигателя с ведущим валом червячного редуктора.

4.1 Выбор материала: [1, табл.9.6]

Выбираем сталь ст. 45 улучшенную твердостью 200НВ для которой:

[σ]_в= 690 МПа - предел прочности

[σ]_т= 400 МПа - предел текучести

[σ]_F= 510 МПа - допустимое сопротивление при изгибе

4.2 Выбираем муфту кулачково-дисковую 55 МН 2701 – 61 со следующими

параметрами: [2, табл.16.7]

d_в = 55мм

M_p= 1250Нм

D = 150мм

L = 240мм

D₀= 95мм

H = 69мм

h = 25мм

4.3 Выбор шпонки

Для соединения муфты с валами выбираем шпонку со следующими параметрами: [2, табл.4.1]

b = 16мм

h = 10мм

t = 6мм

t₁ = 4.3мм

l_p = 50мм - по ГОСТ 8789 – 68 [2, c.95]

4.4 Расчет кулачков на смятие по удельному давлению на поверхность.

где Т_Р = 2Т₁

- прочность кулачков на смятие обеспечена [2, c.479]