курсовой проект / Задание №8, вариант 3

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание………………………………………………………………...3

1. Расчет привода………………………………………………………………..4

2. Расчет клиноремённой передачи……………….……………………………..7

3. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи…………………….15

3. Расчет втулочной муфты со шлицевым соединением………………………24

Список использованной литературы………………………………………………26

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Задание №8, вариант 3:

Спроектировать и рассчитать привод технической системы: выполнить кинематический расчёт привода, выполнить расчёт двух передаточных механизмов подобрать по ГОСТу и проверить на прочность муфту соединяющую вал двигателя с передаточным механизмом.

Исходные данные:

Муфта втулочная со шлицевым соединением.

Схема:

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определим требуемую мощность электродвигателя.

где P_ТР – требуемая мощность электродвигателя; η_общ - КПД общий; - КПД клиноремённой передачи;- КПД цилиндрической косозубой закртой передачи; - КПД двух подшипников качения.

Определим данные:

Из справочников:

[1, т.5]

Таким образом, общий КПД составит:

Подставим значение η_общ в (1) и получим:

1.2 Выбор электродвигателя по ГОСТ.

Главное условие в выборе двигателя P_ДВ≥P_ТР ,

где Р_ДВ-мощность двигателя.

Подберем двигатель по ГОСТ, согласно этому условию:

Марка электродвигателя 4А160М2 [1, т. 5.1];

Мощность электродвигателя P_ЭД=15 кВт [1, т. 5.1];

Число оборотов электродвигателя n_ЭД=1000 1/мин [1, т. 5.1];

Диаметр вала электродвигателя d_ЭД=48 мм [1, т. 5.1];

Скольжение вала электродвигателя S=2,6%=0.026 [1, т. 5.1].

1.3 Определим передаточные числа привода.

Общее передаточное отношение.

где n₁-ассинхронная частота вращения ведущего вала привода; S-скольжение вала электродвигателя; n_ЭД-число оборотов электродвигателя; ₁-угловая скорость вращения ведущего вала привода.

Разобьем общее передаточное отношение по ступеням привода.

,

где - передаточное число клиноремённой передачи, - передаточное число цилиндрической косозубой передачи.

Принимаем =5

1.4 Найдем мощность на каждом валу привода.

для ведущего вала клиноремённой передачи:

для ведомого вала цилиндрической передачи:

для ведомого вала цилиндрической косозубой закрытой передачи:

где Р₁-мощность на валу двигателя; Р₂-мощность на ведущем валу; Р₃-мощность на ведомом валу; - КПД клиноремённой передачи;- закрытая косозубая цилиндрическая передача; - КПД двух подшипников качения.

1.5 Найдем угловые скорости и число оборотов каждого вала привода.

Для ведущего вала клиноремённой передачи:

Для ведомого вала клиноремённой передачи:

Для ведомого вала цилиндрической косозубой закрытой передачи:

1.6 Найдем вращающие моменты на каждом валу привода.

Для ведущего вала клиноремённой передачи:

Для ведомого вала клиноремённой передачи:

Для ведомого вала цилиндрической косозубой закрытой передачи:

где T₁-крутящий момент на валу двигателя; T₂-крутящий момент на ведомом валу пл. рем. передачи; T₃-крутящий момент на ведомом валу закрытого цилиндрического косозубого редуктора ; Р₁-мощность на валу двигателя; Р₂-мощность на ведущем валу; Р₃-мощность на ведомом валу;ω₁-угловая скорость на валу электродвигателя; ω₂-угловая скорость на ведомом валу пл. рем. передачи; ω₃-угловая скорость на ведомом валу закрытого цилиндрического косозубого редуктора.

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕНОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Расчет клиноременной передачи

Мощность на валу ведущего шкива Р₁=15 кВт [из п. 1.5 ]

Мощность на валу ведомого шкива Р₂=14,11 кВт [из п. 1.5 ]

Угловая частота вращения ведущего шкива ω₁ =101,8 1/c [из п. 1.7 ]

Угловая частота вращения ведомого шкива ω₂ =31,42 1/c [из п. 1.7 ]

Передаточное число ремённой передачи U₁ =3,24

Вращающий момент вала ведущего шкива Т₁=147.35 Н*м [из п. 1.8 ]

Вращающий момент вала ведомого шкива Т₂=449,08 Н*м [из п.1.8]

Число оборотов рабочего шкива n₁=973 об/мин [из п.1.6 ]

Число оборотов ведомого шкива n₂=300,31 об/мин [из п. 1.6]

Назначение материалов шкивов – чугун СЧ-15

1. Диаметр малого( ведущего шкива)

,

По ГОСТ принимаем D₁=180 мм [ 3, с120 ]

2. Выбираем тип ремня, тип В

3. Диаметр большого шкива (ведомого)

По ГОСТ принимаем D₂=560 мм [ 3, с120 ]

4. Уточняем передаточное отношение

5. Предварительно принимаем межцентровое расстояние

6. Длина ремня

Принимаем по ГОСТ ближайшее значение L=2500 мм

где D₁- диаметр малого (ведущего) шкива; D₂- диаметр большого (ведомого) шкива; а- межцентровое расстояние.

7. Уточняем межцентровое расстояние

При этом выполняется условие .

8. Скорость ремня

9. Окружное усилие

10. Допустимое приведённое полезное напряжение

11. Угол обхвата малого шкива.

Перевод радиан в градусы:

где D₁- диаметр малого (ведущего) шкива; D₂- диаметр большого (ведомого) шкива;

Переведем радианы в градусы по формуле

Условие выполняется.

2. Минимальное допускаемое отношение диаметра малого шкива к толщине ремня:

, [4, т. 18]

Толщина ремня: ,

Где D₁- диаметр малого (ведущего) шкива

Принимаем по ГОСТ , [3, т. 7.1-7.3 ]

3. Допускаемое приведенное полученное напряжение [k] при уточненном значении

где D₁- диаметр малого (ведущего) шкива; - толщина ремня

[k]=2,0 МПа, [ 4, с. 486]

8. Окружная сила.

,

где Р₁ -мощность на ведущем вале плоскоременной передачи; V- скорость ремня.

Площадь поперечного сечения ремня:

где

Коэффициент режима работы

с_р=1

Коэффициент угла обхвата малого шкива

Коэффициент скорости ремня

Коэффициент угла наклона ветви ремня к горизонту

[4, т. 19]

8. Ширина ремня

где А-площадь поперечного сечения ремня; - толщина ремня.

Принимаем по ГОСТ [3, с. 119-120].

8. Проверочный расчет ремня на долговечность. Число пробегов ремня

где V- скорость ремня; L-длина ремня

Долговечность ремня:

Где U₁-передаточное отношение первой передачи; с_р- коэффициент режима работы.

8. Конструктивные размеры ведомого шкива

1. диаметр вала под шкивом

где Т₂- момент вращения ведомого вала плоскоременной передачи; - допускаемое напряжение при кручении.

2. ширина обода шкива, при ширине ремня b=40 мм, B=50 мм [1, т. 7.6]

3. длина ступицы шкива

где d_в-диаметр вала под шкивом

принимаем=48 мм, т.к.

4. выпуклость обода шкива f=2 мм [3, с. 129]

5. толщина края обода

Где D₂-диаметр ведомого шкива

6. диаметр ступицы

где d_в-диаметр вала под шкивом

Принимаем D_ст=57 мм

7. рифт

Где S-толщина края обода; B-ширина обода шкива.

8. ширина спицы у основания

Принимаем а=12 мм

9. ширина спицы у обода

Где а- ширина спицы у основания

10) размер фаски принимаем n=2,5 мм [3, т. 14.7]

11) толщина спицы у основания

Где а- ширина спицы у основания

12) Толщина спицы у обода

Где Н- толщина спицы у основания

3.2 Выбор соединения ведомого шкива с валом по ГОСТ-23360-78

Возьмем соединение шпоночное призматическое. Шпонка с прямыми торцами.

Справочные данные:

Ширина шпонки b [1, т.4.1] 10 мм

Высота шпонки h [1, т.4.1] 8 мм

Глубина паза в валу t₁ [1, т.4.1] 5 мм

Глубина паза во втулку t₂ [1, т.4.1] 3.3 мм

2.4 Расчет шпонки на прочность

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии: (6), где

и l_Ш=L_ст-10 (7),

где: σ_СМ-напряжение при смятии; d_вала-диаметр вала двигателя; l_Р-рабочая длина шпонки; h-высота шпонки; t₁-глубина паза в валу; l_Ш-длина шпонки;; [σ_см]-допускаемое напряжение при смятии; T₂- Момент вращения ведомого вала плоскоременной передачи;

Определим данные: d_вала=31 мм [1, т. 5.1]; [σ_СМ]=60…100 МПа [из лек.];

Подставим известные значения в (7)→ (6)

l_Ш= L_ст.-10мм=48-10=38 мм, округлим по ГОСТ l_Ш=40 мм [примечание к [1, т.4.1]]

и σ_СМ=< 100 МПа

Найденное значение меньше допустимого

4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Передача является цилиндрической прямозубой.

4.1 Выбор материала шестерни и колеса

Шестерня [1, т. 11.6]

Марка стали 40ХН, улучшение

Твердость 295НВ

Допускаемое контактное напряжение [σ_к]₂ 540 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [σ_и]₂ 270 МПа

Колесо [1, т. 11.6]

Марка стали 40ХН, нормализация

Твердость 250 НВ

Допускаемое контактное напряжение [σ_к]₃ 466 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [σ_и]₃ 240 МПа

Общее допускаемое контактное напряжение σ_к]=[σ_к]₃=466 МПа

4.2 Определение межцентрового расстояния

(9)

Обозначения: a-межцентровое расстояние; К_а-числовой коэффициент; U-передаточное отношение зубчатой передачи; T₃-крутящий момент на ведомом валу зубчатой передачи; k_β-коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям; [σ_к]-общее контактное напряжение; ψ_bа-коэффициент ширины колес.

Определим данные: K_a=49.5 [из лек.]; U=4 [из п. 1.1.5]; T₃=512 Н*м [из п. 1.1.7]; k_β = =1.07 [1, т. 9.11]; ψ_ba=0.5 [1, т. 9.1].

Примечание: k_β выбирался с учетом ψ_bd==

Обозначения: ψ_bd-относительная ширина колес.

Подставим известные значения в (9) 168 мм

Округлим по ГОСТ а=180 мм [1, т. 9.2]

4.3 Модуль зацепления передачи

;

Округлим по ГОСТ m=3 [1, т. 5].

4.4 Назначение числа зубьев шестерни и колеса

z₃=z₂*U=24*4=96.

Обозначения: z₂-число зубьев шестерни; z₃-число зубьев колеса.

4.5 Назначение угла наклона зубьев

Т.к. передача прямозубая β=0⁰-угол наклона зуба.

4.6 Определим основные размеры шестерни и колеса

1) Диаметр делительных окружностей

d₂=m* z₂ /cos β =3*24=72 мм

d₃=m*z₂/cos β =3*96=288 мм

2) Диаметр выступов зубьев

d_a2=d₂+2m=72+2*3=78 мм

d_a3=d₃+2m=288+2*3=294 мм

3) Диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2.5m=72-2.5*3=64.5 мм

d_f3=d₃-2.5m=288-2.5*3=280.5 мм

4)Ширина венца зубчатых колес

b₃=ψ_ba*a=0.5*180=90 мм

b₂=b₃+5мм=95 мм

Обозначения: d₂-средний делительный диаметр шестерни; d₃-средний делительный диаметр колеса; b₂-ширина зубчатого венца шестерни; b₃-ширина зубчатого венца колеса; ψ_ba-коэффициент ширины колес.

4.7 Определение окружной скорости передачи

Окружная скорость находится по формуле =1.26 м/с

4.8 Назначение степени точности

Степень точности S=9 [1, т. 9.9], с учетом окружной скорости.

4.9 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

(10),

где =487; =1; =1.07;

Обозначения: σ_к-расчетное контактное напряжение; T₃-крутящий момент на ведомом валу зубчатой передачи; [σ_к]-допускаемое контактное напряжение; -коэффициент распределения нагрузки между зубьями; -коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям; d₃-средний делительный диаметр колеса; b₃-ширина зубчатого венца колеса; - коэффициент учитывающий механические свойства зубчатых колес.

МПа < 466 МПа

Найденное значение меньше допустимого.

4.10 Найдем эквивалентное число зубьев:

z_υ2=z₂/cos³β=z₂=24

z_υ3=z₃/cos³β=z₃=96

Обозначения: z_υ2-эквивалентное число зубьев шестерни; z_υ3-эквивалентное число зубьев колеса; z₁-число зубьев шестерни; z₂-число зубьев колеса; β-угол наклона зубьев;

4.11 Определим наименее прочное колесо передачи по отношению [σ_и]/y_F

Обозначения: y_F-коэффициент формы зубьев; [σ_F]-напряжение изгиба.

Определим данные: y_F2=3.9 [1, т. 9]; y_F2=3.6 [1, т. 9];

[σ_и]₂=270 МПа [из п. 3.1.1]; [σ_и]₃=240 МПа [из п. 3.1.1].

Получим: [σ_и]₂/y_F2=270/3.9=69.2 МПа и [σ_и]₃/y_F3=240/3.6=66.66 МПа

Расчет ведем для шестерни, т.к. отношение имеет меньшее значение

4.12 Найдем расчетное напряжение изгиба:

(12)

Обозначения: σ_и-расчетное напряжение изгиба; [σ_и]-допускаемое напряжение изгиба ; y_F-коэффициент формы зуба; y_β-коэффициент наклона зубьев(для прямозубых колес y_β=1); T₃- крутящий момент на ведомом валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; b₂-ширина зубчатого венца шестерни; m-модуль зацепления зубчатой передачи.