курсовой проект / задание 2 вариант 4 (2)

БАЛАКОВСКИЙ ИНСТИТУТ ТЕХНИКИ ТЕХНОЛОГИИ И УПРАВЛЕНИЯ

ФАКУЛЬТЕТ ИНЖЕНЕРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ

КАФЕДРА: УПРАВЛЕНИЕ И ИНФОРМАТИКА В ТЕХНИЧЕСКИХ СИСТЕМАХ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

Анализ и синтез передаточных элементов в технических системах

Проектирование привода технической системы

Выполнил студент гр. УИТ-42

Допущен к защите

Руководитель проекта Защитил с оценкой __________

Козлова С. Н. ______________ Козлова С. Н. ______________

________________2003 г. ________________2003 г.

2003

Содержание

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

Введение………………………………………………………………………….4

1. Расчет электромеханического привода……………………………………..6

2. Расчет муфты и соединения с валом…………………………………..…..9

3. Расчет быстроходной ступени редуктора………………………………..11

Список используемых источников…………………………………………….16

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 2.4

Рассчитать привод и коническую прямозубую передачу, муфту фланцевую с призматической шпонкой.

Начальные данные:

F_t=3.3 (кH)

V=0.9 (м/с)

D=275 (мм)

Схема привода:

1 – барабан; 2 – управляемая муфта; 3 – цилиндрическо-конический двухступенчатый редуктор; 4фрикционная муфта; 5 - электродвигатель

Рисунок 1- Электромеханический привод.

Введение

Зубчатые передачи.

Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес.

Основные преимущества зубчатых передач: высокая нагрузочная способность и, как следствие малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.

Среди недостатков зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях. Отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие этого зубчатые передачи наиболее широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Наиболее распространены передачи с цилиндрическими колесами, конические, винтовые и червячные передачи применяют лишь в тех случаях , когда это необходимо по условиям компоновки машины.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах. У которых оси пересекаются под некоторым углом. Наиболее распространены передачи с углом равным 90 градусов. [3, c. 96-97]

Муфты

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.

Управляемые муфты позволяют соединять или разъединять валы с помощью механизма управления. По принципу работы все эти муфты можно разделить на 2 группы: муфты, основанные на зацеплении (кулачковые или зубчатые); муфты, основанные на трении (фрикционные).

Основными преимуществами фрикционных муфт являются: простота изготовления. Низкая стоимость, плавность включения, предохраняющий эффект от превышения крутящего момента; недостатками же являются: большой износ рабочих поверхностей, постоянная регулировка силы прижатия, возможность проскальзывания муфты во время работы. [3, c. 318-321]

1 РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Общий КПД электропривода:

- общий КПД электропривода;

где ₁=0.97 – КПД зубчатой закрытой передачи [1,т.3];

₂=0.97 – КПД зубчатой закрытой передачи [1,т.3];

Получим : _общ=0,95*0,95=0,9025.

1.2 Определим требуемую мощность электродвигателя:

P_треб=Р₃/_общ =2,97/0,9025=3,2908 (кВт) (1)

где P_треб – требуемая мощность электродвигателя;

Р₃ – заданная мощность электродвигателя, вычисляемая по формуле:

(2)

Р₃ = 3,3*0,9=2,97 (кВт)

По требуемой мощности подбираем электродвигатель: Р_двигР_треб.

Выбираем электродвигатель АО2-42-6

Параметры двигателя:[1, т.6].

d=32 диаметр двигателя [1,т.6]

Р_двиг=4 (кВт) – мощность двигателя [1,т.6];

n_двиг=960 (об/мин) – частота вращения двигателя [1,т.6].

1.3 Определим мощность на каждом валу привода:

P_дв=Р₁=4 (кВт) –мощность на ведущем валу привода;

(кВт ) (3)

P₂ - мощность на ведомом валу конической закрытой передачи

(кВт) (4)

P₃– мощность на ведомом валу привода

1.4 Определим передаточные числа привода

(5)

₁- угловая скорость вращения вала электродвигателя;

n₁- частота вращения вала двигателя;

(6)

- общее передаточное число;

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода:

U_общ=U₁U₂=16 (7)

U₁ – передаточное число зубчатой конической закрытой передачи;

U₂ – передаточное число зубчатой цилиндрической закрытой передачи

Принимаем ; U₁ = 3,55; U₂ = 4,5 [2,т.5.6];

1.5 Определяем число оборотов и угловые скорости вращения на каждом валу привода

n₁=960(об/мин) – частота вращения ведущего вала двигателя;

₁=100.48(рад/с) – угловая n₂ = n₁/U₁ скорость вращения вала двигателя;

(8)

n₂- число оборотов на ведомом валу конической закрытой передачи

(9)

₂- угловая скорость на ведомом валу конической закрытой передачи

(10)

n₃- число оборотов на выходном валу привода

(11)

₃- угловая скорость на выходном валу привода

1.6 Определяем крутящие моменты на каждом валу привода

(12)

Т₁- крутящий момент на ведущем валу привода;

(13)

Т₂- крутящий момент на ведомом валу конической закрытой передачи

(14)

Т₃- крутящий момент на выходном валу привода

2 РАСЧЕТ МУФТЫ И СОЕДИНЕНИЯ С ВАЛОМ

2.1 Подбор муфты

Муфта подбирается по диаметру вала и расчетному крутящему моменту:

(15)

- расчетный крутящий момент;

К_р=1.25 – коэффициент режима [2, т.17.17];

d_в=32(мм) – диаметр вала [1, т.5.3];

Найдем размеры фрикционной муфты [1, т.17.4]:

[T_p]=250(Н*м) – допустимый расчетный крутящий момент;

Основные параметры фрикционной муфты (масляная муфта)

(16)

D₁ - внутренний диаметр обкладок

(мм)

(17)

D - наружный диаметр обкладок

мм

z - число пар поверхностей трения

Выбираем z = 16.

2.2- Расчет на износостойкость рабочих поверхностей

(18) f = 0,06 – коэффициент трения

[p] = 0,6 – 0,8 Мпа [2, т. 7.12]

МПа

2.3- Расчет на допускаемую силу прижатия

(19)

(мм)

R_прив– приведенный радиус трения

Н

(Н) (20)

F_a– допускаемая сила прижатия

2.4 Расчет соединения вала с муфтой (расчет призматической шпонки)

Шпонка работает на смятие боковых граней (проверочный расчет)

=- условие прочности (21)

[σ_см] = 60…100 МПа – допускаемое значение напряжения при смятии

Н (22)

Шпонки подбираются в зависимости от диаметра вала

b = 10 мм – ширина шпонки [2, т. 41]

h = 8 мм – высота шпонки

l = 50 мм – длина шпонки

Глубина паза

- вала t₁ = 5 мм

- втулки t₂ = 3,3 мм

(23)

мм – рабочая длина

мм – высота шпонки над валом (24)

мм²Фланцевая муфта.

МПа

3 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Назначаем материал зубчатых колес: для шестерни – сталь 40 улучшенная, твердостью 270 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение [σ_к]₁ = 555 МПа; допускаемое напряжение при изгибе [σ_н]₁ = 235 МПа [2, c. 185]; для колеса – сталь 40 нормализация, твердостью 235 НВ, для которой [σ_к]₂ = 540 МПа; [σ_н]₂ = 225 МПа [2, с. 185].

Внешний делительный диаметр ведомого конического колеса.

(25)

где U_k=3.55 – передаточное число конической передачи [1,т.5.5];

Т₂- крутящий момент на ведомом валу конической передачи;

к_- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба. Принимается в зависимости от коэффициента _вd;

(26)

_вd- коэффициент ширины венца зубчатых колес;

_ba=0.4

Примем к_=1,3 [1, т 9.11].

Назначаем число зубьев шестерни.

Z₁=20.

Число зубьев колеса Z₂=Z₁U_к=20*3,55=71. (27)

Внешний окружной модуль зацепления колес.

m=d_l2/Z₂=97,857/71=1,378 (28)

Принимаем по ГОСТ m=2.25. [1, c.30 ]

Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса и округляем его по ГОСТ.

d_l2=mZ₂=2.25*71=159,75 (мм). (29)

Принимаем по ГОСТ d_l2=160 мм. [1, т.9.4]

3.2Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи.

• конусное расстояние

(30)

• длина зуба( ширина зубчатого венца ) шестерни и колеса

b=0.3R=0.3*82,984=24,895 (мм). (31)

По ГОСТ принимаем b=26(мм) в зависимости от передаточного числа U_k [1, т.9.5]

• внешний делительный диаметр шестерни

d_l1=mZ₁=2.25*20=45 (мм) (32)

• углы при вершинах начальных конусов , для шестерни угол находим из условия .

₁=arctg U_k=arctg 3,55=15.732⁰. (33)

для колеса ₂=90⁰-15.732⁰=74.268⁰. (34)

• средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R-0.5b)sin ₁=2(82,984-0.5*26)sin ₁=37,95(мм). (35)

• средний делительный диаметр колеса

d₂=2(R-0.5b)sin ₂=2(82,984-0.5*26)sin ₂=134,727.(мм). (36)

• диаметры выступов зубьев

для шестерни d_1а= d_l1+2m*cos ₁ =45+2*2.25*cos δ₁=49,331 (мм). (37)

для колеса d_2а= d_l2+2m*cos ₂ =160+2*2.25*cos δ₂=161,22 (мм). (38)

• диаметры впадин зубьев

для шестерни d_1f= d_l1-2.5m*cos ₁ =45-2.5*4*cos ₁=39,586 (мм) (39)

для колеса d_1f= d_l2-2.5m*cos ₂ =160-2.5*4*cos ₂=158,475 (мм) (40)

3.3 Средняя окружная скорость.

(41)

3.4 Степень точности передачи.

Принимаем степень точности передачи S в зависимости от окружной скорости v.

S=9 [1, т.9.9].

3.5 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

(42)

где к_=1.3 - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба;

Т₂- крутящий момент на ведущем валу конической передачи;

σ_к ≤ [σ_к]

454,97≤540

3.6 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса.

• диаметр вала под зубчатым колесом

(43)

где Т₂- крутящий момент на ведомом валу конической передачи;

принимаем d=30(мм)

• длина ступицы колеса

L_ст=1.3*d=39(мм) (44)

L_стb=26(мм)- условие выполняется.

принимаем L_ст=40(мм)

• диаметр ступицы колеса

d_ст=1.6*d=1.6*30=48(мм) (45)

• толщина зубчатого венца

=4*m=3*2.25=9(мм) (46)

где m-модуль зацепления зубчатых колес.

Принимаем =10 мм.

• толщина диска

с=0.3*b=0.3*26=7,8(мм) (47)

где b- ширина зубчатого венца.

Принимаем 8 мм.

• диаметр расположения облегчающих отверстий принимаем конструктивно

D₀= (мм)

• диаметр облегчающих отверстий принимаем конструктивно

d₀= (мм)

• количество облегчающих отверстий принимаем конструктивно

i=4

• размер фасок принимаем в зависимости от диаметра вала под колесом

n=2мм.

3.7 Расчет соединения ведомого колеса с валом (расчет призматической шпонки)

Шпонка работает на смятие боковых граней (проверочный расчет)

=- условие прочности (48)

[σ_см] = 60…100 МПа – допускаемое значение напряжения при смятии

Н

Шпонки подбираются в зависимости от диаметра вала

d = 30 мм

b = 8 мм – ширина шпонки[2, т. 41]

h = 7 мм – высота шпонки

l = 45 мм – длина шпонки

Глубина паза

- вала t₁ = 4 мм

- втулки t₂ = 3,3 мм

(49)

(мм) (50)

l_p – рабочая длина

(мм)

h₁ – высота шпонки над валом

мм²

МПа

Список используемых источников:

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

2. Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М. Расчеты деталей машин. – 2-е изд. Мн.: Высшая школа, 1978.

3. Черниловский Д. В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. Уч. пособие/ – 2-е изд., перераб. и доп., – К.: Высшая школа, 1987.

16