СОДЕРЖАНИЕ

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

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

2. Расчет втулочной муфты……………………………………………………...8

3. Расчет первой закрытой зубчатой цилиндрической передачи …………...10

4. Расчет второй закрытой зубчатой цилиндрической передачи…………….19

5. Расчет ведущего вала привода………………………………………………28

Список использованной литературы………………………………………………29

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Задание №7, вариант 9:

Спроектировать и рассчитать привод технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТ. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность муфту соединяющий вал электродвигателя с передаточным механизмом. Рассчитать все передаточные механизмы привода. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность соединения муфты с валом и деталей передач с валом. Спроектировать ведущий вал привода.

Исходные данные:

Муфта втулочная с шлицевым соединением.

Схема:

1 РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Найдем мощность и угловую скорость вращения на ведомом валу электродвигателя и определим требуемую мощность электродвигателя.

где P_ТР - требуемая мощность электродвигателя; η_общ - КПД общий; - КПД цилиндрической закрытой прямозубой передачи;- КПД двух подшипников скольжения;- КПД двух подшипников качения.

Определим данные:

Из справочников:

[1, т.5.4]

Таким образом, общий КПД составит:

Подставим значение η_общ 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 4А132S6 [1, т. 5.1];

Мощность электродвигателя P_ЭД=5.5 кВт [1, т. 5.1];

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

Диаметр вала электродвигателя d_ЭД=38 мм [1, т. 5.3];

Скольжение вала электродвигателя S=3.3%=0.033 [1, т. 5.1].

1.3 Определим частоту вращения и угловую скорость ведущего вала.

где n₁-число оборотов вала двигателя; S-скольжение вала электродвигателя; n_ЭД-число оборотов электродвигателя; ₁-частота вращения вала двигателя.

1.4 Определим передаточные числа привода.

Найдем общее передаточное отношение:

Разобьем общее передаточное отношение по ступеням привода.

где U₂-передаточное отношение второй передачи(закрытой зубчатой цилиндрической), а U₁ - передаточное отношение первой передачи(закрытой зубчатой цилиндрической)

1.5 Найдем мощность на каждом валу привода.

для первого вала:

для второго вала:

для третьего вала:

где Р₁-мощность на валу двигателя (ведущем валу); Р₂-мощность на промежуточном валу; Р₃-мощность на ведомом валу.

1.6 Найдем частоту вращения каждого вала привода.

где n₁-число оборотов вала электродвигателя; n₂-число оборотов промежуточного вала ; n₃-число оборотов ведомого вала; U₁- передаточное отношение первой передачи ; U₂- передаточное отношение второй передачи .

1.7 Найдем угловую скорость вращения каждого вала привода.

где ω₁-угловая скорость на валу электродвигателя; ω₂-угловая скорость на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; ω₃-угловая скорость на ведомом валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; U₁- передаточное отношение первой передачи ; U₂- передаточное отношение второй передачи .

1.8 Найдем крутящие моменты на каждом валу привода.

где T₁-крутящий момент на валу двигателя; T₂- на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; T₃-крутящий момент на ведомом валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора ; Р₁-мощность на валу двигателя; Р₂-мощность на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; Р₃-мощность на ведомом валу;ω₁-угловая скорость на валу электродвигателя; ω₂-угловая скорость на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; ω₃-угловая скорость на ведомом валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора.

2 Расчет втулочной муфты

2.1 Выбор муфты по ГОСТ 24246-40 [1, т. 17.2]

Диаметр вала электродвигателя d_вала=38 мм [из п.1.1]

Справочные данные:

Допускаемый крутящий момент: [Т_р] [1, т.17.2] 1120 Н*м

Наружный диаметр муфты D [1, т.17.2] 70 мм

Длина муфты L [1, т.17.2] 90 мм

2.2 Расчет муфты на прочность

Втулочная муфта рассчитывается на кручение:

где Т_р- допускаемы крутящий момент,

- полярный момент сопротивления

Расчетный крутящий момент Т_р=К_р*Т_ном[T_р],

где К_р- коэффициент режима работы для втулочной муфты с шлицевым соединением К_р=1,5…2 [1, т. 17.1]

Т_ном=Т₁=54,34 Н*м [из п.1.1.7]

Т_р=81,51 Н*м=81,51*10³ Н*мм

где D- наружный диаметр муфты,

Условие прочности выполнено.

2.3 Выбор соединения муфты с валом по ГОСТ-1139-80

Возьмем соединение щлицевое. Справочные данные:

Ширина шлица b [1, т.4.5] 6 мм

Высота шлица h [1, т.4.5] 2.2 мм

Количество шлицов z [1, т.4.5] 8

Диаметр впадин шлицов d 32 мм

Средний диаметр вала с шлицами d_ср 35 мм

2.4 Расчет шлицевого соединения на прочность

Шлицевое соединение рассчитывается на прочность при смятии: , где

и l_Ш=L/2_.-10мм , φ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по шлицам, φ =0.7..0.8, z – кол-во зубьев, h – высота шлица, а T_P=k_P*T₁

Обозначения: k_p-коэффициент режима работы; σ_СМ-напряжение при смятии; d_вала-диаметр вала двигателя; h-высота шлица; l_Ш-длина шлица; L-длина муфты; [σ_см]-допускаемое напряжение при смятии; T_P-расчетный крутящий момент; T₁-крутящий момент на валу электродвигателя.

Определим данные: d_вала=38 мм [1, т. 5.1]; L_.=90 мм [1, т. 17.2]; [σ_СМ]=80 МПа [из лек.]; k_p=1.5 [1, т. 17.1]

Подставим известные значения

l_Ш=L/2_.-10мм=90/2-10=35 мм,

T_P=k_P*T₁=81.51 Н*м и получим

< 80 МПа

Найденное значение меньше допустимого.

3 Расчет первой закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Вращающий момент на валу шестерни Т₁=54,34 Н*м при частоте вращения , передаточное числоU₁=3,15.

Требуемый ресурс передачи (три года при двухсменной работе.). Передача нереверсивная, т.е. работа зубьев одной стороной). Типовой режим нагруженияI (тяжелый). Расположение зубчатых колес относительно опор симметричное.

3.1 Назначение материала шестерни и колеса

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 45 с термообработкой- улучшение ГОСТ 1054-74 [5, т. 9].

Корпус выполнен из серого чугуна СЧ 18 ГОСТ 1412-70 [5, т. 59]

Принимаем:

для шестерни твердость [4, т. 12.1] при диаметре заготовки

для колеса твердость[4, т. 12.1] в предположении, что наибольшая толщина заготовки колеса

Тогда

3.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния находится по формуле при к=10.

Где Т₁- вращающий момент на ведущем валу, U₁-передаточное отношение первой передачи.

3.3 Окружная скорость зубчатого колеса

Где - ориентировочное значение межосевого расстояния;U₁-передаточное отношение первой передачи; n₁- частота вращения ведущего вала.

3.4 Допускаемые контактные напряжения:

3.4.1 Интерполированием находим число циклов напряжений, соответствующих перелому кривой усталости(пределу выносливости):

Для шестерни [4, т. 12.8]

Для колеса [4, т. 12.8]

3.4.2 Число циклов нагружения зубьев за все время работы при :

Шестерни :

Колеса

Где n₁- частота вращения ведущего вала; -требуемый ресурс передачи ;U₁-передаточное отношение первой передачи; N_k1- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значение коэффициента [4, т. 12.2]:

Шестерни:

Колеса

Где N_k1, N_k2- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни, колеса.

3.4.3 Т.к. ,то по условию формулыпри условиипринимаем коэффициент долговечности.

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев с отклонениями профиля неровностей принимаем.

Принимаем значение коэффициента [4, т. 12.9].

Коэффициент запаса прочности для улучшенных колес

3.4.4 Пределы контактной выносливости:

Для шестерни : [4, т. 12.7]

Для колеса [4, т. 12.7]

Где - среднее значение твердости шестерни и колеса.

3.4.5 Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни: ;

Для колеса ;

Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее значение: ;

Где - пределы контактной выносливости для шестерни и колеса.

3.5 Допускаемые напряжения изгиба.

3.5.1 Базовое число циклов напряжений соответствует пределу выносливости зубьев при изгибе

3.5.2 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значение коэффициента [4, т. 12.2], приq_F=6:

Шестерни:

Колеса

Где N_k1, N_k2- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни, колеса.

3.5.3 Т.к. ,то по условию формулыпри условиипринимаем коэффициент долговечности.

Полагая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезировании с отклонениями высоты микронеровностей принимаем.

При нереверсивной работе [4, т. 12.9].

Коэффициент запаса прочности

3.5.4 Пределы контактной выносливости зубьев при изгибе :

Для шестерни : [4, т. 12.10]

Для колеса [4, т. 12.10]

Где - среднее значение твердости шестерни и колеса.

3.5.5 Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: ;

Для колеса .

3.6 коэффициенты нагрузки

3.6.1 Ориентируясь на передачи общего машиностроения назначаем 8-ю степень точности передач [4, т. 11.2]

Затем интерполированием получаем [4, т.12,5; т. 12.6]

3.6.2 Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес

По формуле высчитаем коэффициент:

,

Где U₂-передаточное отношение второй передачи.

Выбираем значение коэффициента неравномерностей распределения нагрузки в начальный период работы

Коэффициент К_w находим по таблице для зубчатого колеса (колеса с меньшей твердостью) : К_w=0,38 [4, т. 12.4].

Тогда значения коэффициента после приработки зубьев:

;

Значение коэффициента находим по формуле приG_F=0.91:

3.6.3 Находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-ой степени точности:

3.6.4 Находим значение коэффициентов нагрузки при К_А=1:

3.7 Межосевое расстояние: уточняем межосевое расстояние :

,

Где U₁-передаточное отношение первой передачи; Т₁- вращающий момент на ведущем валу; К_Н- коэффициент нагрузки; коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес ;-допускаемое контактное напряжение.

Принимаем по ГОСТ а_w=140 мм. [6, c.30]

3.8 Ширина венца колеса и шестерни

Где коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес;a_w- межосевое расстояние.

3.9 Нормальный модуль зубьев:

Минимальное значение:

мм;

Максимальное значение:

мм;

Где U₁-передаточное отношение первой передачи; Т₁- вращающий момент на ведущем валу; a_w- межосевое расстояние; b₂-ширина венца колеса; K_F- коэффициент нагрузки; -допускаемые напряжения изгиба для колеса.

Принимаем m=2 мм [4, т.11.1]

3.10 Число зубьев колес

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни и колеса:

Где a_w- межосевое расстояние; U₁-передаточное отношение первой передачи; m- нормальный модуль зубьев.

3.11 Фактическое передаточное число:

Где число зубьев шестерни и колеса.

Для дальнейших расчетов принимаем .

3.12 Проверочный расчет на контактную прочность.

;

Что меньше допускаемого значения . Контактная прочность зубьев обеспечена, поэтому рассчитанные параметры передачи принимают за окончательные.

Где К_Н- коэффициент нагрузки; U₁-передаточное отношение первой передачи; Т₁- вращающий момент на ведущем валу; b₂-ширина венца колеса; a_w- межосевое расстояние.

3.13 Сила в зацеплении

Окружная сила:

Где U₁-передаточное отношение первой передачи; Т₁- вращающий момент на ведущем валу; a_w- межосевое расстояние.

Радиальная сила: ;

Где F_t- окружная сила.

3.14 Проверочный расчет на прочность при изгибе

Принимаем значения коэффициентов и концентрации напряжений для немодифицированного зацепления(х=0):

Для шестерни: [4, т. 13.1];

Для колеса [4, т. 13.1].

Принимаем расчетные коэффициенты: .

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба

Колеса:

шестерни

где b₂-ширина венца колеса; m- нормальный модуль зубьев; K_F- коэффициент нагрузки.

Прочность зубьев обеспечена.

3.15 Основные геометрические размеры передачи

3.15.1 Делительные диаметры шестерни и колеса:

Где m- нормальный модуль зубьев; - число зубьев шестерни и колеса.

3.15.2 Диаметры вершин шестерни и колеса:

Где m- нормальный модуль зубьев; d₁,d₂- делительные диаметры шестерни и колеса.

3.15.3 Диаметры впадин шестерни и колеса

Где m- нормальный модуль зубьев; d₁,d₂- делительные диаметры шестерни и колеса.

3.15.4 Межосевое расстояние

.

3.15.5 Диаметр вала:

;

Где Т₂-крутящий момент на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; - допускаемое напряжение при кручении.

Примем диаметр вала d_в=38 мм.

3.16 Дополнительные размеры для цилиндрической передачи.

3.16.1 Диаметр ступицы шестерни

;

Где d_в- диаметр ведущего вала второй передачи.

Примем d_ст=61 мм.

3.16.2 Длина ступицы

;

Т.к. ,то принимаем.

Где d_в- диаметр ведущего вала; b₁-ширина венца шестерни.

3.16.3 Толщина обода цилиндрических колес

; принимаем ;

Где m- нормальный модуль зубьев.

3.16.4 Фаска

.

Где m- нормальный модуль зубьев.

3.17.Выбор соединения с валом по ГОСТ-23360-78

Возьмем соединение шпоночное призматическое. 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

3.17.1 Расчет шпонки на прочность

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии: , где

l_Р=l_Ш-b и l_Ш=L_ст-10 мм,

где: σ_СМ-напряжение при смятии; d_вала - диаметр промежуточного вала; l_Р-рабочая длина шпонки; h-высота шпонки; t₁-глубина паза в валу; l_Ш-длина шпонки;; [σ_см]-допускаемое напряжение при смятии; T₂-крутящий момент на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора.

Определим данные: d_вала=38 мм [1, т. 5.1]; [σ_СМ]=60…100 МПа [из лек.];

по ГОСТ l_Ш=45 мм [примечание к [1, т.4.1]]

l_Р=l_Ш-b=45-10=35 мм;

Подставим известные значения

Найденное значение меньше допустимого