СОДЕРЖАНИЕ

Задание 3

1. Расчет привода технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу 4

2. Расчет и проверка на прочность муфты 8

3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи 11

4. Расчет призматической шпонки со скругленными торцами 16

5. Расчет зубчатой цилиндрической передачи 17

6. Расчет призматической шпонки со скругленными торцами 22

Список литературы 23

ЗАДАНИЕ

Рассчитать привод технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу. Подобрать по ГОСТу и проверить на прочность муфту, соединяющую вал двигателя с передаточным механизмом. Рассчитать передаточные механизмы привода. По расчетам выполнить в соответствие с ГОСТами 3 листа чертежей формата А1. Первый лист – схема привода, второй лист – ведомая деталь первой передачи в двух проекциях, третий лист – ведущая деталь второй передачи в двух проекциях.

1. РАСЧЕТ ПРИВОДА

ТЕХНИЧЕСКЙ СИСТЕМЫ С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТУ

Дано:

Ft = 3.4 кН – сила привода

V

исходные данные

= 0.8 м/с – скорость привода

D = 275 мм – диаметр вала

Р₃ = Ft * V = 3.4*0.8 = 2.72 кВт – мощность на третьем валу привода,

ω₃ = – угловая скорость на третьем валу.

Р₂ Т₂ ω₂ n₂

Р₁ Т₁ ω₁ n₁

Р₃ Т₃ ω₃ n₃

1. Определение требуемой мощности двигателя

, где - КПД всех передаточных механизмов, входящих в привод

Находим общий КПД по формуле: ,

где [1, т. 1.1] – КПД цилиндрическая зубчатая передача;

[1, т. 1.1] – КПД двух подшипников качения;

[1, т. 1.1] – КПД скольжения.

η_общ = 0.975³*0.9925³*0.9853 = 0.893,

кВт.

2. Выбор электродвигателя по ГОСТу

По требуемой мощности подбираем по ГОСТу электродвигатель так, чтобы выполнялось условие: Р_дв ≥ Р_тр, где Р_тр = Р_тр = 2.429 кВт – требуемая мощность электродвигателя.

Тип электродвигатель 112 MA6 [2, т. 5.1];

= 3 кВт – мощность электродвигателя;

= 1000 об/мин – число оборотов двигателя;

= 4.7 % - скольжение;

= 32 мм [2, т. 5.3] – диаметр вала двигателя.

3. Мощность на каждом валу привода

Для ведущего вала привода

кВт;

Для промежуточного вала привода

Р₂ = Р₁* *= 3*0,951*0,985 = 2.8 кВт;

Мощность на ведомом валу

Р₃ = Р₂* η₁ * η₃* η₂= 2.8*0.975*0.985*0.9925=2.7 кВт.

4. Передаточные числа привода

Общее передаточное отношение

, где - угловая частота вращения ведущего вала привода;

, где - число оборотов ведущего вала привода;

n₁=n_дв(1-S) = 1000*(1-0.047) = 953 об/мин;

;

.

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода

, где - передаточное число зубчатой цилиндрич6еской передачи;

U₂ = 4.5 [3, с. 29] - передаточное число цилиндрической прямозубой передачи.

, что соответствует рекомендуемым значениям [3, т. 7].

5. Угловая частота вращения каждого вала привода

Для ведущего вала

ω₁ = 99.7

Для промежуточного вала

Фактическое значение для ведомого привода

6. Число оборотов каждого вала привода

Для ведущего вала

n₁ = n_эд = 953 об/мин

Для промежуточного вала

Для ведомого вала

n₁ – число оборотов на первом валу привода

- число оборотов на втором валу привода

- число оборотов на третьем валу привода

7. Вращающие моменты на каждом валу привода

Для ведущего вала

- крутящий момент на первом валу,

Где Р₁, кВт – мощность на первом валу

ω₁, рад/с – угловая скорость на первом валу

Для промежуточного вала

- крутящий момент на втором валу,

Где Р₁, кВт – мощность на втором валу

ω₁, рад/с – угловая скорость на втором валу

Для ведомого вала

- крутящий момент на третьем валу,

Где Р₁, кВт – мощность на третьем валу

ω₁, рад/с – угловая скорость на третьем валу

2. РАСЧЕТ И ПРОВЕРКА НА ПРОЧНОСТЬ МУФТЫ

Муфта втулочно-пальцевая с сегментной шпонкой, соединяющая вал двигателя с передаточным механизмом.

1. Выбор муфты по ГОСТу по диаметру вала и по расчетному крутящему моменту

T = K_p*T₁ [2, т. 17.1];

K_p = 1.375

T = 41.25 Н*м

D = 14 мм

l₁ = 80 мм

l₂ = 60 мм

L₁ = 165 мм

L₂ = 165 мм

D₀ = 100 мм

d_ст = 70 мм

l₁ = 20 мм

l₂ = 35 мм

с = 1…5

d_п = 14 мм

l_п = 33 мм

Резьба М10

Z = 6

d_вт = 27 мм

l_вт = 28 мм

1)пальцы рассчитывают на изгиб

Условие выполняется σ_и ≤

2)втулку рассчитывают на смятие

3)соединение муфты с валом рассчитывают на прочность

Сегментная шпонка

Сечение шпонки: b=8 мм, h= 11 мм

d = 28 мм

Глубина пазла/вала: t₁ = 8 мм, t₂ = 3,3 мм – втулка

l = 27.3 мм

Асм=h₁*lp

h₁=h-t₁=11-8=3 мм

lp=l-b

lp=27,3-8=19,3 мм

Асм=3*19,3=57,9 мм²

Условие на прочность выполняется, .

Вывод: условие прочности выполняется, следовательно, муфта рассчитана правильно.

3. Расчет

ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Мощность на валу шестерни Р₁ = 3кВт;

Угловая частота вращения шестерни ω₁= 99,7с^-1;

Число оборотов шестерни n₁ = 953 об/мин;

Вращающий момент вала шестерни T₁ = 30 Н*м;

Мощность на валу шестерни Р₂ = 2,8 кВт;

Угловая частота вращения шестерни ω₂= 24,9 с^-1;

Число оборотов шестерни n₂ = 238,3 об/мин;

Вращающий момент вала шестерни T₂ = 112 Н*м;

Передаточное число зубчатой цилиндрической передачи Uц= 4.

1. Назначают материал зубчатых колёс:

- для шестерни - сталь 45, твёрдостью 208 НВ, для которой допускае­мое контактное напряжение [σ_k]₁ = 442 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [σ_и]₁ = 250 МПа [4, т.1].

- для колеса - сталь 45, твёрдостью - 186 НВ, для которой [σ_k]₂ = 402 МПа, [σ_и]₂ = 195 МПа [4, т.1].

Общее допускаемое контактное напряжение для зачатых колес: в прямозубой передаче [σ_k] = [σ_k]₂ = 402 МПа.

2. Межосевое расстояние

, мм,

где Т₂, Н*мм; , МПа;

Ка - числовой коэффициент: Ка = 49,5;

ψ_ва - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, принимаем ψ_ва = 0,4 [4, т.2].;

К_β - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем

в зависимости коэффициента ;

К_β = 1.05 [4, т.3].

Полученное значение округляют по ГОСТу а= 125 мм [4, т.4].;

3.Модуль зацепления передачи

m = (0,01...0,02)*а, мм.

m = 1.25…2.5, мм

Принимают модуль зацепления по ГОСТу m = 2 мм [4, т.5].

4.Число зубьев шестерни (рекомендуемые значения z₁=17÷35)

;

число зубьев колеса z₂=z₁*U_ц= 100.

5. Назначают угол наклона зуба:

Для прямозубой передачи β = 0°

6. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни d₁=m*z₁/cos β=2*25/1=50 мм;

- для колеса, d₂=m*z₂/cos β=2*100/1= 200 мм.

Диаметр выступов зубьев

- для шестерни d_a1=d₁+2m=50+2*2=54 мм;

- для колеса d_a2=d₂+2m=200+2*2=204 мм.

Диаметры впадин зубьев

-для шестерни d_f1=d₁-2.5m=50-2.5*2=45 мм;

-для колеса d_f2=d₂-2.5m=200-2.5*2=195 мм.

Ширина венца зубчатых колес

-для колеса b₂=ψ_ва*а=0,4*125=50 мм;

-для шестерни b₁= b₂+5=50+5=55 мм.

7. Окружная скорость передачи

8. Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости вида передачи

S=9 [4, т.6].

9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Kα = 1

Kz = 487

Условие выполняется

10. Эквивалентное число зубьев для шестерни

- для шестерни z_v1=z₁/cos³β= 25/1=25;

- для колеса z_v2=z₂/cos³β=100/1=100.

11. Коэффициент формы зуба

- для шестерни Y_F1=3.9 [4, т.9];

- для колеса Y_F2= 3.6 [4, т.9].

12. Находят отношения

- для шестерни ;

-для колеса.

Расчет на изгиб проводят для того колеса, у которого это отношение меньше.

13. Проверочный расчет на изгиб

где Y_β - коэффициент наклона зуба

для прямозубых колеc Y_β = 1;

Т, Н*мм;

в, мм;

т, мм.

Условие выполняется

14. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

δ = (2,5÷4) * m=5÷8 мм, принимают δ = 8 мм.

Толщина диска

С=(0.2÷0.3)b₂=10÷15 мм, принимают с = 12 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

где Т₂, Н*мм;

Диаметр ступицы колеса

d_ст= 1,6d_в=1,6*29=46 мм .

Длина ступицы колеса

Lст ⁼ b₂+10=50+10=60 мм.

Размер фаски под вал

n=2 мм [4, т.8].

Размер фаски колеса

n₁= 0,5m=0.5*2=1мм.

Диаметр расположения облегчающих отверстий

D₀=0.5(d_f2-4δ+d_ст)= 0,5*(195-4*8+46)= 105 мм

Диаметр облегчающих отверстий

d₀=(D₀-d_ст)/4=(105-46)/4= 15 мм

i=4