Министерство РФ по высшему и профессиональному образованию

Саратовский государственный технический университет

Балаковский институт техники, технологии и управления

Инженерно-строительный факультет

Кафедра: «Управление и информатика в технических системах»

Курсовой проект

по АСПЭТС

Проектирование привода технической системы

Выполнил: ст. гр. УИТ-42

Проверил: преподаватель

Козлова С. Н.

Балаково 2000 г.

Содержание

Саратовский государственный технический университет 1

Курсовой проект 1

ЗАДАНИЕ. 3

РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ. 4

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА. 5

РАСЧЕТ ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА. 7

РАСЧЕТ МУФТЫ. 11

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 12

ЗАДАНИЕ.

Вариант № 16.

Рассчитать привод и быстроходную ступень цилиндрический прямозубого редуктора.

Муфта втулочная, штифтовое соединение.

Мощность на валу бегунов Р₄ = 8000 Вт

Угловая скорость на валу бегунов ω₄ = 5 рад/с

РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ.

1. Определяем общие КПД приводов [1, т. 5.4]:

КПД закрытая зубчатая цилиндрическая η_1,2 = 0.96

КПД открытая зубчатая коническая η₃ = 0.92

КПД одной пары подшипников η₄ = 0.99

общий КПД привода η = η₁² η₃ η₄⁵ = 0.806

2. Требуемая мощность электродвигателя:

Р_ТР = Р₄ / η = 9921,646 Вт

3. Выбор электродвигателя по ГОСТ [1, т. 5.2]:

Р_ДВ  Р_ТР

выбран асинхронный электродвигатель 4АА132МИ

Мощность на валу двигателя Р_ДВ = 11000 Вт

Число оборотов n_ДВ = 15000 об/мин

Диаметр вала d_ДВ = 38 мм

Скольжение S = 2,8 %

4. Принимается:

Р₁ = Р_ДВ = 11000 Вт

с учетом скольжения n₁ = n_ДВ(1-S) = 2700 об/мин

ω₁ = πn₁ / 30 = 282,6 рад/с

5. Мощности:

на промежуточном валу редуктора Р₂ = Р₁ η₁ η₄² = 10350 Вт

на выходном валу редуктора Р₃ = Р₂ η₂ η₄² = 9738 Вт

на выходе конической передаче Р₄=Р₃ ₃ ₄= 8870 Вт

Угловые скорости и частоты вращения :

ω₂ = ω₁ / u₁ = 70,65 рад/с

ω₃ = ω₂ / u₂ = 15,7 рад/с

₄ = ₃/ u₃ =4.984 рад/с

n₂ = n₁ / u₁ = 675 об/мин

n₃ = n₂ / u₂ = 150 об/мин

n₄= n₃/ u₃ = 47.62 об/мин

6. Передаточные отношения привода [1, т. 5.5]:

общее передаточное отношение u = u_рu₃

где u_p= u₁u₂ = 18 u₁= 4 u₂= 4.5, тогда

передаточное число закрытого цилиндрического редуктора u_р = 18

передаточное число клиноременной передачи u₃ = 3,15

7. Крутящие моменты на валах привода:

Т₁ = Р₁ / ω₁ = 38,9 Нм

Т₂ = Р₂ / ω₂ = 146,5 Нм

Т₃ = Р₃ / ω₃ = 620,2 Нм

Т₄= Р₄ / ₄ = 1779,7Нм

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА.

1. Выбор материалов [1, т. 9.6]:

для шестерни принимается сталь 40 ХН, термообработка улучшенная, твердость 260 НВ; предел текучести _т=600 МПа ,предел прчности _В=900 Мпа, допускаемое напряжение _F=720 МПа

для колеса принимается сталь 40 ХН, термообработка нормализованная, твердость 230 НВ,_т= 700 Мпа, _F= 600 Мпа, _B= 900 Мпа

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[σ_Н]₁ = 483 МПа, [σ_Н]₂ = 434 МПа

окончательно допускаемое контактное напряжение [σ_Н] = 434 МПа

допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса

[σ_F]₁ = 433,33 МПа, [σ_F]₂ = 408,33 МПа

2. Передаточное число:

u₁ = 4

3. Межосевое расстояние:

Числовой коэффициент к_а = 49,5

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине вала к_ = 1,2 [1, т. 9.12] в зависимости от, _ba = 0,5

округляем по ГОСТ: а = 125 мм [1, т. 9.2]

4. Назначается число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = 25 мм, z₂ = z₁u₁ = 100 мм

5. Назначается угол наклона зубьев:

 = 0 , cos = 1 т.к. прямозубые колеса

6. Модуль зацепления передачи

= 2 мм Округляем по ГОСТ: m = 2 мм [1, т. 9.1]

7. Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

мм, мм

диаметры выступов:

d_A1 = d₁ + 2 m = 54 мм, d_A2 = d₂ + 2 m = 204 мм

диаметры впадин:

d_F1 = d₁ – 2,5 m = 45 мм

d_F2 = d₂ – 2,5 m = 195 мм

ширина колеса и шестерни

b₂ = _baa = 62,5 мм, b₁= b₂ + 5 = 67,5 мм

8. Окружная скорость [1]:

υ = π d₁ n₁ / 60 = 3,14502700/ 60 10³ = 7,065 м/с

8. Степень точности [1, т. 9.9] :

S = 8

10.Проверочный расчет на контактные напряжения:

механический коэффициент

z_M = 275

коэффициент, учитывающий форму зубьев

z_H = 1,77cos = 1,77

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

z_ = 1

коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, по ширине венца и динамическую нагрузку в зацеплении

к_ = 1 [1, т. 9.11] к_ = 1,2 к_V = 1 к_ = к_ к_ к_V = 1,2

МПа

Т. к. превышение контактного напряжения по сравнению с допустимым не превышает 5 %, то контактная прочность обеспечена. [σ_Н] = 503 МПа

11. Проверочный расчет на изгиб:

эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

z_V1 = z₁ / cos³ = 23 z_V2 = z₂ / cos³ = 89

коэффициенты формы зуба:

у_F1 = 3,98 у_F2 = 3.61

[σ_F]₁/ у_F1 = 117 [σ_F]₂/ у_F2 = 118

коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, по ширине венца и динамическую нагрузку в зацеплении

 = 1,1 к_F = к_ = 1,21 к_FV = 1,3 [1, т. 9.13]

к_F = к_Fк_Fк_FV = 1,4

коэффициент, учитывающий перекрытие зуба

y_ = 1 / _ = 0,625

коэффициент, учитывающий наклон зуба

Мпа < [σ_F]₁ = 465 МПа

Прочность обеспечена.

РАСЧЕТ ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА.

Сталь 45, нормализованная, для которой предел прочности _В = 610 МПа, предел текучести _Т = 360 МПа

1. Передаваемый момент:

Т₃ = 2988600 Нмм

2. Усилия в зацеплении [1]:

окружное:

F_t2 = 2 Т₃ / d₂ = 18000 H

радиальное:

F_r2 = F_t2 tgα / cos = F_t2 tg20 / cos15 = 6782,6 H

осевое:

F_a2 = F_t2 tg = 4823 H

3. Длина ступицы:

L_ст = b₂ + d_ш + 13 = 245 мм

4. Диаметр выходного конца вала:

= 90,74 мм округляем по ГОСТ: d_к = 95 мм

5. Принимаем диаметры под подшипниками d_п = 105 мм (этот диаметр должен быть больше диаметра d_К = 95 мм и должен быть кратным 5).

6. Промежуточный диаметр

d_кп = мм

8. Диаметр вала под колесом d = 110 мм (немного больше d_п)

8. Принимаем диаметр буртика d_Б = 130 мм (этот диаметр должен быть больше диаметра d = 110 мм на две высоты заплечиков 2 h = 20 мм).

10. Выбор и расчет штифта [3, т. 10.5]:

ГОСТ 3128-70

d_ш= 32 мм, l = 180 мм, с = 4 мм

Расчет на срез

, где

Т_р = Т₃к_р = 3735,75 Нм (к_р = 1,25)

_cp = 42,2 МПа < [_cp] = 76 МПа

Условие прочности выполнено.

Расчет на смятие

, где D = 1,6d = 176 мм

_см = 23,4 МПа < [_см] = 80 МПа

Условие прочности выполнено .

11. Выбор подшипников [1, т. 16.8]:

ГОСТ 831-75 шариковые радиально-упорные однорядные

условное обозначение 66221, легкая узкая серия

Диаметр внешнего кольца D = 190 мм, ширина В = 36 мм

11. Длины участков вала

l₁ = 100 мм, l₂ = 42 мм, l₃ = l₇ = 36 мм, l₄ = l₆ = 20 мм, l₅ = 245 мм.

11. Расстояние между опорами

l = L_CT + 2x + w = l₃ + l₄ + l₅ + l₆ = 321 мм

11. Опорные реакции в вертикальной плоскости

= 902,4 H

= 5880,2 H

11. Опорные реакции в горизонтальной плоскости

= 9000 H

= 9000 H

11. Изгибающие моменты в вертикальной плоскости [1]

= 144835,2 Hмм = 943772,1 Hмм

11. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости [1]

= 1444500 Hмм

11. Суммарный изгибающий момент [1]

Hмм

11. Момент сопротивления для сечения штифтового соединения [1]

72093,6 мм³

11. Момент сопротивления при кручении [1]

185220,7 мм³

11. Пределы выносливости стали 45 [1]:

при изгибе _-1 = 0,43_в = 260 МПа, при кручении _-1 = 0,58_-1 = 150 МПа

11. Нормальные напряжения в сечении под колесом для симметричного цикла [1]

МПа

11. Касательные напряжения для отнулевого цикла [1]

МПа

11. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечений с поперечным отверстием [1]:

К_σ = 1,9 и К_τ = 1.75

11. Масштабные факторы для вала d = 110 мм [1]:

ε_σ = 0.69 и ε_τ = 0.58

11. Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для углеродистых сталей [1]:

ψ_σ = 0.2 и ψ_τ = 0.1

11. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [1]:

11. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [1]:

11. Общий коэффициент запаса прочности [1]:

[s] = 1,3 … 1.5 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности

[s] = 2.5 … 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости

расчетный коэффициент запаса прочности:

s  [s]

таким образом, прочность и жесткость обеспечены.

РАСЧЕТ МУФТЫ.

1. Выбор муфты [1, т. 17.2]:

т.к. d_дв = 60 мм, то выбираем муфту втулочную со штифтами (исполнение I)

допускаемый расчетный момент Т_р = 800 Нм

D = 90 мм

L = 170 мм

два штифта 16  90 мм

2. Расчет муфты на кручение:

, где Т_р = Т₁к_р= 2941,25 = 367,5 Нм

_к = 3,2 МПа < [τ_к] = 25 МПа.

Прочность обеспечена.

3. Расчет штифтов на срез

, где

Т_р = Т₁к_р= 2941,25 = 367,5 Нм

_cp = 30,5 МПа < [_cp] = 40 МПа

Условие прочности выполнено .

4. Расчет штифтов на смятие

, где

_см = 20,42 МПа < [_см] = 80 МПа

Условие прочности выполнено .

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кузьмин А.В. Расчет деталей машин: Справочное пособие, Минск: Высшая школа, 1986

2. Чернин И.М. Расчет деталей машин: Справочное пособие, Минск: Высшая школа, 1985

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: - М.: Машиностроение, 1988