курсовой проект / Вариант № 11

СОДЕРЖАНИЕ

Задание 3

Расчет привода с выбором электродвигателя по ГОСТ 4

Расчет закрытой червячной передачи 6

Расчет ведомого вала червячной передачи 9

Расчет втулочной муфты 14

Список литературы 15

ЗАДАНИЕ.

Вариант № 11.

Рассчитать привод и червячную передачу.

Муфта втулочная, шпоночное соединение.

Р₃ = 26000 Вт – мощность на валу барабана.

ω₃ = 1.2 π рад/с – угловая скорость на валу барабана.

РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ.

1. Определяем общий КПД привода:

число заходов червяка z₁ = 2

КПД червячного редуктора η₁ = 0.7444 [2, табл.6.3]

КПД одной пары подшипников качения η₂ = 0.99 [2, табл.6.3]

КПД цепной передачи η₃ = 0.9 [2, табл.6.3]

общий КПД привода η = η₁ η₂³ η₃ = 0.65

2. Требуемая мощность электродвигателя:

мощность на валу барабана Р₃ = 26000 Вт

требуемая мощность электродвигателя Р_ТР = Р₃ / η = 39996.215 Вт

3. Выбор электродвигателя по ГОСТ:

Р_ДВ >= Р_ТР

выбрали асинхронный электродвигатель АО2-81-4

мощность на валу двигателя Р_ДВ = 40000 Вт [2, табл.6.1]

частота вращения вала двигателя n_ДВ = 1440 об/мин [2, табл.6.1]

диаметр вала двигателя d_ДВ = 60 мм [2, табл.6.1]

4. Принимаем:

Р₁ = Р_ДВ = 40000 Вт

с учетом скольжения n₁ = n_ДВ = 1440 об/мин

ω₁ = π n₁ / 30 = 150.79645 рад/с

5. Мощности:

на выходном валу редуктора Р₂ = Р₁ η₁ η₂² = 29183.458 Вт

на валу барабана Р₃ = Р₂ η₂ η₃ = 26002.461 Вт

6. Передаточные отношения привода:

передаточное число закрытой червячной передачи u₁ = 20 [2, табл.6.4]

передаточное число цепной передачи u₂ = 2 [2, табл.6.4]

общее передаточное отношение u = ω₁ / ω ₃ = 40

7. Угловые скорости:

на выходном валу червячного редуктора ω₂ = ω₁ / u₁ = 7.5399 рад/с

на валу барабана ω₃ = ω₂ / u₂ = 3.77 рад/с

частота вращения выходного вала червячного редуктора n₂ = n₁ / u₁ = 72 об/мин

частота вращения вала барабана n₃ = n₂ / u₂ = 36 об/мин

8. Крутящие моменты:

на валу двигателя Т₁ = Р₁ / ω₁ = 265.25823 Нм

на выходном валу червячного редуктора Т₂ = Р₂ / ω₂ = 3870.5763 Нм

на валу барабана Т₃ = Р₃ / ω₃ = 6897.367 Нм

РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Выбор материалов:

для венца червячного колеса принимаем безоловянную бронзу Бр. АЖН 10-4-4Л (отливка в металлическую форму), при υ_СК = 4 м/с допускаемое контактное напряжение [σ]_К = 175 МПа, допускаемое напряжение на изгиб [σ]_И = 98 МПа [2, табл.11.7]. Для червяка принимаем сталь 45, закаленную до твердости > HRC 45, витки шлифованные [2, табл.10.6].

2. Передаточное число:

u₁ = n₁ / n₂ = 20

3. Число заходов червяка:

z₁ = 2

4. Число зубьев колеса:

z₂ = z₁ u₁ = 40

5. Момент на червячном колесе:

Т₂ = Р₂ / ω₂ = 3870.576 Нм = 3870576 Нмм

6. Межосевое расстояние:

коэффициент диаметра червяка q = 10 [2, стр.245]

коэффициент нагрузки к = 1.2 [2, стр.239]

по графику: а = 330 мм [2, рис.11.5]

7. Расчетный модуль:

m = 2 a / (z₂ + q) = 13.2 мм

принимаем m = 14 мм

8. Окончательное межосевое расстояние:

а = m (z₂ +q) / 2 = 350 мм

принимаем а = 355 мм [2, стр.246]

9. Основные размеры червяка и червячного колеса:

делительные диаметры:

d₁ = q m = 140 мм

d₂ = m z₂ = 560 мм

диаметры выступов:

d_A1 = d₁ + 2 m = 168 мм

d_A2 = d₂ + 2 m = 588 мм

диаметры впадин:

d_F1 = d₁ – 2.4 m = 106.4 мм

d_F2 = d₂ – 2.4 m = 526.4 мм

длина наружной части червяка:

b₁ >= (11 + 0.06 z₂) m + 25 = 212.6 мм

принимаем b₁ = 215 мм

угол подъема линии витков на делительном цилиндре червяка:

γ = 11⁰18’36’’ [2, табл.11.3]

ширина венца червячного колеса:

b₂ =< 0.75 d_A1 = 126 мм

принимаем b₂ = 125 мм

наружный диаметр червячного колеса:

d_AM2 =< d_A2 + 6 m / (z₁ + 2) = 609 мм

принимаем d_AM2 = 605 мм

10. Окружная скорость червяка:

d₁ = 0.14 м

υ = π d₁ n₁ / 60 = 10.56 м/с

11. Скорость скольжения:

υ_СК = υ / cos γ = 10.77 м/с

11. Степень точности:

степень точности по ГОСТ – 7

11. Уточнение коэффициента нагрузки:

коэффициент деформации червяка Θ = 86 [2, табл.11.9]

χ – вспомогательный коэффициент

при незначительных колебаниях нагрузки χ = 0.6 [2, стр.237]

К_КЦ = 1 + (z₂ / Θ)³ (1 – χ) = 1.04

коэффициент динамичности К_ДИН = 1.2 [2, табл.11.10]

коэффициент нагрузки К = К_КЦ К_ДИН = 1.248

11. Проверка контактных напряжений:

при υ_СК = 8 м/с [σ]_К = 152 МПа [1, табл.4.9]

σ_К = 170 (Т₂ К (z₂ / q + 1)³ / a³)^1/2 / (z₂ / q) = 156.26 МПа.

Контактная прочность обеспечена, т.к. σ_К не превышает [σ]_К на 5 %

11. Проверка зубьев червячного колеса на изгиб:

приведенное число зубьев червячного колеса:

z_ПР = z₂ / cos³ γ = 42.42

коэффициент формы зуба:

у_F2 = 3.6878806 [2, табл.10.16]

напряжение изгиба

σ _F2 = 1.2 T₂ K у_F2 / z₂ b₂ m² = 21.82 МПа

σ _F2 < [σ] _F2 = 98 МПа.

Прочность обеспечена.

РАСЧЕТ ВАЛА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Передаваемый момент:

Принимаем: М₂ = Т₂ = 3870576.3 Нмм

2. Усилия в зацеплении, действующие со стороны ведущего вала на ведомый:

окружное:

Р₁₂ = 2 М₁ / d₂ = 13823.486 H

радиальное:

α = 20⁰ [2, стр.232]

Т₁₂ = Р₁₂ tg α = 5031.34 H

осевое:

Q₁₂ = P₂₁ = 2 M₁ / d₁ = 3789.4032 H

3. Расстояние между опорами:

длина ступицы червячного колеса L_СТ2 = b₂ + (10 … 15) = 140 мм

зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора x = 10 … 15 мм [2, стр.282]

принимаем х = 15 мм

ширина стенки корпуса в месте установки подшипников

W = 55 … 95 мм [2, стр.284]

принимаем W = 80 мм

l = L_СТ2 + 2 x + W = 250 мм

4. Расстояние между муфтой и подшипником:

f = 100 мм [2, стр.284]

5. Опорные реакции в вертикальной плоскости:

ΣМ_Е = – С_У l + Q₁₂ d₂ / 2 – T₁₂ l / 2 = 0

С_У = Q₁₂ d₂ / 2 l – T₁₂ / 2 = 1728.4629 H

ΣМ_C = – E_У l + Q₁₂ d₂ / 2 – T₁₂ l / 2 = 0

E_У = Q₁₂ d₂ / 2 l + T₁₂ / 2 = 6759.8 H

6. Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

M’_Z2 = E_У l / 2 = 844975.01 Hмм

M’’_Z2 = – С_У l / 2 = – 216057.86 Нмм

7. Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

ΣМ_Е = – С_Z l + P₁₂ l / 2 = 0

С_Z = P₁₂ / 2 = 6911.743 H

ΣМ_C = – P₁₂ l / 2 + E_Z l = 0

E_Z = P₁₂ / 2 = 6911.743 H

8. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

М_У2 = E_Z l / 2 = – 863967.8 Нмм

9. Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении:

М_И = ((M’_Z2)² + (М_У2)²)^1/2 = 1208479.7 Нмм

10. Эквивалентный момент:

М_ЭКВ = ((М_И)² + (М₂)²)^1/2 = 4054846.9 Нмм

11. Диаметр вала под червячным колесом:

[σ _{– 1}]_И = 50 … 60 МПа [2, стр.286]

d = (М_ЭКВ / 0.1 [σ _{– 1}]_И)^1/3 = 90 мм

учитывая ослабление сечения шпоночной канавкой, увеличиваем расчетный диаметр приблизительно на 10% и принимаем окончательно по ГОСТу диаметр под червячным колесом d = 100 мм [2, табл.13.1].

12. Диаметр выходного конца вала:

[τ] = 20 … 35 МПа [2, стр.286]

d_К = (М₂ / 0.2 [τ])^1/3 = 80 мм

учитывая ослабление сечения шпоночной канавкой, увеличиваем расчетный диаметр приблизительно на 10% и принимаем окончательно по ГОСТу диаметр выходного конца вала d_К = 90 мм [2, табл.13.1].

Ширина шпоночной канавки b = 25 мм [2, табл.4.1]

длина шпоночной канавки l = 90 мм [2, стр.70]

глубина шпоночной канавки t = 9 мм [2, табл.4.1]

13. Принимаем диаметры под подшипниками d_П = 95 мм (этот диаметр должен быть немного меньше, чем диаметр d = 100 мм, но больше диаметра d_К = 90 мм и должен быть кратным 5).

14. Принимаем диаметр буртика d_Б = 120 мм (этот диаметр должен быть больше диаметра d = 100 мм на две высоты заплечиков 2 h = 20 мм [2, стр.281]).

15. Пределы выносливости стали 40 ХНМА:

при изгибе σ _{– 1} = 0.35 σ _ПЧ + (70 … 120) МПа [2, стр.288]

σ _ПЧ = 980 … 1080 МПа

σ _{– 1} = 498 МПа

при кручении τ _{– 1} = 0.58 σ _{– 1} = 288.84 МПа [2, стр.288]

16. Нормальные напряжения:

для вала d = 100 мм по ГОСТу, ширина канавки b = 28 мм,

глубина канавки t = 10 мм, h = 16 мм, t₁ = 6.4 мм, r = 0.5 мм [2, табл.4.1]

число шпонок z = 1

длина шпонки l = 125 мм [2, стр.70]

рабочая длина шпонки l_Р = l – b = 97 мм

σ_СМ = 2 М₂ / z l_Р d (h – t) = 133 МПа

[σ]_СМ = 150 МПа [2, стр.65]

σ_СМ < [σ]_СМ

прочность обеспечена

для сечения со шпоночной канавкой момент сопротивления

W = π d³ /32 – b t (d – t)² / 2 d [2, табл.13.2]

W = 86834.77 мм³

σ_А = σ_И = М_И / W = 13.917 МПа

W_К = π d³ /16 – b t (d – t)² / 2 d = 185009.54 мм³ [2, табл.13.2]

τ_А = τ_М = τ_Т = τ_MAX / 2 = М₂ / 2 W_К = 10.46 МПа

17. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для стали 40 ХНМА с пределом прочности более 1000 МПа:

К_σ = 2 и К_τ = 1.9 [2, табл.13.2]

18. Масштабные факторы для вала d = 100 мм:

ε_σ = 0.59 и ε_τ = 0.59 [2, табл.13.3]

19. Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей:

ψ_σ = 0.25 и ψ_τ = 0.15 [2, табл.13.4]

20. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

n_σ = σ _{– 1} / (К_σ σ_А / ε_σ + ψ_σ σ_М) = 10.56

21. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

n_τ = τ _{– 1} / (К_τ τ_А / ε_τ + ψ_τ τ_М) = 8.19

22. Общий коэффициент запаса прочности:

[n] = 1.3 … 1.5 – требуемый коэффициент запаса

для обеспечения прочности [3, стр.377]

[n] = 2.5 … 4 – требуемый коэффициент запаса

для обеспечения жесткости [3, стр.377]

расчетный коэффициент запаса прочности:

n = n_σ n_τ / ((n_σ)² + (n_τ)²)^1/2 = 6.47

n > [n]

таким образом, и прочность и жесткость обеспечены.

23. Проверка при двукратных перегрузках:

максимальные напряжения при двукратных перегрузках:

σ’_MAX = 2 х 13.917 = 27.834 МПа

τ’_MAX = 2 х 20.92 = 41.84 МПа

коэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям:

[n]_Т = 1.3 … 1.5 – требуемый коэффициент запаса

прочности по текучести [3, стр.379]

n_Т = σ_Т / ((σ’_MAX)² + 4 (τ’_MAX)²)^1/2 = 10.21

n_Т > [n]_Т

этот коэффициент запаса также достаточен.

24. Выбор подшипников качения:

для d_П = 95 мм по ГОСТ 8338 – 57 выбрали стандартный однорядный радиальный шарикоподшипник 319 средней серии:

диаметр внутреннего кольца d = 95 мм [3,табл.15.8]

диаметр внешнего кольца D = 200 мм [3,табл.15.8]

ширина В = 45 мм [3,табл.15.8]

РАСЧЕТ МУФТЫ.

1. Выбор муфты:

т.к. d_ДВ = 60 мм, то выбираем муфту втулочную со шпонками

(исполнение I) I – 60 МН 1068 – 60 [3, стр.500]

допускаемый расчетный момент [М_Р] = 1500 Нм [3, табл.16.3]

диаметр муфты D = 100 мм [3, табл.16.3]

длина муфты L = 180 мм [3, табл.16.3]

две шпонки 18 х 11 х 80, где ширина b = 18 мм,

высота h = 11 мм, длина l = 80 мм [3, табл.16.3]

2. Проверка втулки на кручение:

коэффициент режима работы К_Р = 1.5 … 2 [2, табл.16.1]

принимаем К_Р = 1.5

вращающий момент Т₁ = 265258.23 Нмм

расчетный момент М_Р = К_Р Т₁ = 397887.34 Нмм

τ_К = М_Р / W = M_Р / 0.2 D³ (1 + (d_ДВ / D)⁴) = 1.7612 МПа

τ_К < [τ] _K = 25 МПа [2, стр.367]

прочность обеспечена.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. Чернавский С.А. и др.

Курсовое проектирование деталей машин.

М.: Машиностроение, 1988.

2. Чернин И.М. и др.

Расчеты деталей машин.

Мн.: Выш. школа, 1978.

3. Чернин И.М. и др.

Расчеты деталей машин.

Мн.: Выш. школа, 1974.