курсовой проект / Проектирование привода технической системы / kurs1

Министерство Высшего и Профессионального Образования

Балаковский Институт Техники Технологии и Управления

Факультет: инженерно-строительный

Специальность: УИТ

Курсовая работа

по дисциплине « анализ и синтез передаточных

элементов в технической системе»

на тему: «Проектирование привода технической системы »

Выполнил: студент гр. УИТ-41

Желнов А.В.

Проверила: Козлова С.Н.

2002

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ №39

Рассчитать привод и коническую прямозубую передачу, штифтовое соединение ведомого колеса рассчитываемой передачи с валом, муфту фланцевую (болты поставлены без зазора).

Начальные данные:

P₄=5.5 (кВт)

₃=10 (рад/с)

₃=4 (рад/с)

Схема привода:

12

1 – электродвигатель; 2 – ведущий вал ЭД; 3 – фланцевая муфта; 4 - ведущий вал цилиндрического двухступенчатого редуктора; 5 - цилиндрический двухступенчатый редуктор; 6 – ведомый вал цилиндрического двухступенчатого редуктора; 7 – муфта; 8 - ведущий вал конической открытой передачи; 9 – ведущее колесо конической открытой передачи; 10 - ведомый вал конической открытой передачи; 11 – подшипники; 12- ведомое коническое колесо.

Рисунок 1- Электромеханический привод.

1 РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Общий КПД электропривода:

- общий КПД электропривода;

где ₁=0.97 – КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора [1,т.5.4];

₂=0.93 – КПД зубчатой открытой передачи [1,т.5.4];

₃=0.99 – КПД цепной открытой передачи [1,т.5.4];

Получим : _общ=0,97²*0,93*0,97⁵=0,832.

1.2 Определим требуемую мощность электродвигателя:

P_треб=Р₄/_общ =10/0,832=12,02 (кВт) (1)

P_треб – требуемая мощность электродвигателя;

По требуемой мощности подбираем электродвигатель: Р_двигР_треб.

Выбираем электродвигатель 160М6.

Параметры двигателя:[1, т.5.2].

L1=667мм;

L2=780мм;

Н=430мм;

В=358мм;

Масса 145 кг;

Р_двиг=15 (кВт) – мощность двигателя [1,т.5.1];

n_двиг=1000 (об/мин) – частота вращения двигателя [1,т.5.1];

s=2.7% - скольжение [1,т.5.1].

1.3 Определим мощность на каждом валу привода:

P_дв=Р₁=15 (кВт) –мощность на ведущем валу привода;

(2)

Р₂- мощность на ведомом валу первой ступени цилиндрического редуктора;

(3)

Р₃- мощность на ведущем валу конической передачи.

(4)

Р₄- мощность на ведомом валу конической передачи.

1.4 Определим передаточные числа привода

(5)

n₁- частота вращения вала двигателя;

(6)

₁- угловая скорость вращения вала электродвигателя;

(7)

- общее передаточное число;

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода:

U_общ=U₁U₂U₃=25.473 (8)

U₁U₂=2*4 – передаточное число цилиндрического двухступенчатого редуктора [1,т.12.4];

U₃=3.184 – передаточное число конической передачи [1,т.5.5].

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

n₁=973(об/мин) – частота вращения ведущего вала двигателя;

₁=101.892(рад/с) – угловая скорость вращения вала двигателя;

(9)

n₂- частота вращения ведомого вала первой ступени цилиндрического редуктора ;

- угловая скорость вращения ведомого вала первой ступени цилиндрического редуктора;

(10)

n₃- частота вращения на ведомом валу цилиндрического редуктора;

₃- угловая скорость вращения на ведомом валу цилиндрического редуктора.

(11)

n₄-частота вращения ведомого вала конической передачи;

- угловая скорость вращения ведомого вала конической передачи;

1.6 Определяем крутящие моменты на каждом валу привода

(12)

Т₁- крутящий момент на ведущем валу привода;

(13)

Т₂- крутящий момент на ведомом валу первой ступени цилиндрического редуктора;

(14)

Т₃- крутящий момент на ведомом валу цилиндрического редуктора;

(15)

Т₄- крутящий момент на ведомом валу конической передачи;

2 РАСЧЕТ МУФТЫ И СОЕДИНЕНИЯ С ВАЛОМ

1.2 Подбор муфты

Муфта подбирается по диаметру вала и расчетному крутящему моменту:

(16)

- расчетный крутящий момент;

К_р=1.5 – коэффициент режима [1, т.17.1];

d_в=42(мм) – диаметр вала [1, т.5.3];

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

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

Фланцевая муфта.

D=140(мм);

l=82(мм) – длина полумуфты;

L=230(мм) – длина муфты;

D₀=110(мм) – диаметр расположения болтов;

d_ст=80(мм);

b=20(мм);

Полумуфты крепятся двумя болтами M101.5

Параметры болтов [ , с.76]:

d=10(мм) – внутренний диаметр болта;

D=2d=20(мм) – диаметр шляпки болта;

h=0.7d=7(мм) – высота шляпки болта;

H=0.8d=8(мм) – высота гайки болта;

S=0.15d=1.5(мм) – шаг резьбы болта;

z45⁰=0.1d=1(мм) – размер фаски;

d₀=1.1d=11(мм) – диаметр отверстия;

l_б=45(мм) – длина болта;

Материал болтов – сталь 10.

2.2 Расчет болтов без зазора

(17)

- расчетный крутящий момент;

D₀ – диаметр расположения болтов;

(18)

d – внутренний диаметр болта;

z=2 – число болтов;

(19)

(20)

_m=200(МПа) – коэффициент текучести [1, т.3.4];

n- коэффициент запаса прочности.

2.3 Расчет соединения муфты с валом:

Найдем размеры шпонки призматической [1, т.4.1]:

b=12(мм) – ширина шпонки;

h=8(мм) – высота шпонки;

t₁=5(мм) – глубина вала втулки;

t₂=3.3(мм) – глубина паза втулки.

Рассчитаем шпонку на смятие:

l_шп=l-10=82-10=72(мм) (21)

l_шп – длина шпонки;

По ГОСТ выбираем l_шп=70 мм.

l_р=l_шп-b=70-12=58(мм) (22)

l_р– рабочая длина шпонки;

(23)

А_см - площадь смятия шпонки;

(24)

F_см - сила смятия шпонки;

(25)

_см - допустимое напряжение смятия;

3 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбираем материал для зубчатых колёс: для шестерни- сталь 45 улучшенная твёрдостью

[_к]₁=432 МПа, [_и]₁=303 Мпа [ 1, с.185 ].

Для колеса- сталь 45 нормализованная твёрдостью 210НВ

[_к]₂=400 МПа, [_и]₂=294 Мпа [ 1, с.185 ].

Общее контактное напряжение для прямозубой передачи

[_к]=[_к]₂=400 МПа.

Внешний делительный диаметр ведомого конического колеса.

(26)

где U₃=3.184 – передаточное число конической передачи [1,т.5.5];

Т₄- крутящий момент на ведомом валу конической передачи;

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

(27)

_вd- коэффициент ширины венца зубчатых колес;

_ba=0.5

Примем к_=1,31 [1, т 9.11].

Назначаем число зубьев шестерни.

Z₁=25.

Число зубьев колеса Z₂=Z₁U₃=25*3.184=79.6=80. (28)

Внешний окружной модуль зацепления колес.

m=d_l2/Z₂=329.2/80=4.123. (29)

Принимаем по ГОСТ m=4. [ 3 ]

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

d_l2=mZ₂=4*80=320 (мм). (30)

Принимаем по ГОСТ d_l2=355 мм. [1, т.9.4]

3.2Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи.

• конусное расстояние

(31)

• длина зуба( ширина зубчатого венца ) шестерни и колеса

b=0.3R=0.3*167.63=50.289 (мм). (32)

По ГОСТ принимаем b=70(мм) в зависимости от передаточного числа U₃.

[1, т.9.5]

• внешний делительный диаметр шестерни

d_l1=mZ₁=4*25=100 (мм) (33)

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

₁=arctg U₃=arctg 3.184=17.43⁰. (34)

для колеса ₂=90⁰-17.43⁰=72.57⁰. (35)

• средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R-0.5b)sin ₁=2(167.63-0.5*52)sin ₁=79.456(мм). (36)

• средний делительный диаметр колеса

d₂=2(R-0.5b)sin ₂=2(167.63-0.5*52)sin ₂=253.08(мм). (37)

• диаметры выступов зубьев

для шестерни d_1а= d_l1+2m*cos ₁ =100+2*4*cos 17.43=107.633 (мм). (38)

для колеса d_2а= d_l2+2m*cos ₂ =355+2*4*cos 72.57=357.396 (мм). (39)

• диаметры впадин зубьев

для шестерни d_1f= d_l1-2.5m*cos ₁ =100-2.5*4*cos 17.43=90.459 (мм) (40)

для колеса d_1f= d_l2-2.5m*cos ₂ =355-2.5*4*cos 17.43=352 (мм)/ (41)

3.3 Средняя окружная скорость.

(42)

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.

(43)

где Ft=T₃/(d₁/2)=1075200/42.424=25344.967 (Н) (44)

к_=1.31 - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба;

к_=1.4;

Т₃- крутящий момент на ведущем валу конической передачи;

U₃-коэффициент передачи конической передачи.

3.6 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса.

• диаметр вала под зубчатым колесом

(45)

где Т₄- крутящий момент на ведомом валу конической передачи;

Принимаем d=86мм.

• длина ступицы колеса

L_ст=1.3*d=1.3*86=111.8(мм) (46)

L_стb=52(мм)- условие выполняется.

• диаметр ступицы колеса

d_ст=1.6*d=1.6*86=137.6(мм) (47)

• толщина зубчатого венца

=3*m=3*4=12(мм) (48)

где m-модуль зацепления зубчатых колес.

Принимаем =12 мм.

• толщина диска

с=0.2*b=0.2*70=14(мм) (49)

где b- ширина зубчатого венца.

Принимаем 14 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=3мм.

3.7 Проверочный расчет на усталость при изгибе

• эквивалентные числа зубьев

Z_v1=Z₁/cos ₁=25/cos 17.43⁰=26.20=27 (50)

Z_v2=Z₂/cos ₂=80/cos 72.57⁰=26 (51)

Где Z₁,Z₂- количества зубьев колес.

Выберем коэффициент формы зуба.

Y_F1=3.80 [1, т.9.10]

Y_F2=3.6 [1, т.9.10]

Для первого колеса определим

(52)

Для второго колеса определим

(53)

где и - предельно допустимые напряжения на изгиб.

• коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

(54)

Y_=1

K_F=K_FK_FK_Fv=1*1*1.572=1.572 (55)

Где K_F=1;

K_F= K_=1.31*1.2=1.572 (56)

K_Fv=1 [1, т.9.13].

• напряжение при изгибе

(57)

299(МПа)< =303(Мпа)

Данный материал для зубчатой шестеренки подходит.

3.8 Расчет штифтового соединения ведомого колеса с валом.

Диаметр вала под коническим колесом d_в=86 мм. Диаметр штифта под этот вал d_ш=40мм.

(58)

где F_ср=Т₄/(d_в/2)=3120.5*2/86=72569.767(кН) (59)

А_ср=d_штi/4=2513.27(мм²) (60)

i-количество площадей контакта;

d_шт- диаметр штифта;

А_ср- площадь среза;

F_ср- сила направленная на срез;

Т₄- крутящий момент на валу;

d_в диаметр вала.

4 РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

4.1 расчет первой ступени цилиндрической передачи.

Назначаем материал шестерни- сталь 40ХН улучшенная, твердостью 295НВ.

[_к]=540 (МПа), [_и]=465 (МПа) [1, c.181]

• межосевое расстояние

(61)

где (62)

[ 1, т.9.11 ].

Т₂- крутящий момент на ведомом валу первой ступени цилиндрической передачи;

U_ц- передаточное число первой ступени цилиндрической передачи;

К_-1,03- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба.

Принимаем по ГОСТ а=125(мм).

• назначаем число зубьев шестерни

Z1=25

Z2=Z1*U1=25*2=50 (63)

Где Z2-число зубьев зубчатого колеса;

U1- передаточное число первой ступени цилиндрической передачи.

• угол наклона зубьев =0⁰

• модуль зацепления передачи

(64)

Принимаем по ГОСТ m=4 .[ 3 ].

Основные размеры шестерни:

• диаметр делительной окружности

d=mZ1/cos =100(мм) (65)

• диаметр выступов зубьев

d_a=d+2m=100+2*4=108(мм) (66)

• диаметр впадин зубьев

d_f=d-2.5*m=100-2.5*4=90(мм) (67)

• ширина венца зубчатого колеса

b=_baa+5=0.5*125+5=67.5(мм) (68)

4.2 расчет параметров вала под цилиндрическую передачу.

• диаметр хвостовика вала

dk=dв=42(мм) (69)

- диаметр под подшипники

dп=dв+8=50(мм) (70)

• промежуточный диаметр

dкп=45(мм) (71)

• диаметр рабочей части вала

d=55(мм) (72)

• диаметр буртика

dб=d+10=65(мм) (73)

Определяем длины участков вала.

• длина ступицы колеса на валу

L_ст=1.2*d=1.2*55=66(мм) (74)

где d- диаметр рабочей части вала

• l₅= L_ст=66(мм)

• l₁= L_пм-2=82-2=80(мм) (75)

L_пм- длина полумуфты;

l₁- длина хвостовика вала

• l₂= l₃= l₇=27(мм)

где l₂= l₃= l₇- длина вала под подшипник 310.

Параметры подшипника 310: [1, т. ].

• d_п=50мм

• D=110(мм)

• В=27(мм)

• r=3(мм)

• С=61800Н

• С0=36000Н

• Ппред=6300мин^-1

• Масса m=1.08кг.

• l₄= l₆=15мм

где l₄= l₆- длины вала

4.3 Построение эпюр вала

Определим касательное усилие на валу.

где Т₁-крутящий момент на валу;

d₀-диаметр делительной окружности шестерни.

Определим реакции опор и момент.

где a,b,c- длины участков эпюр вала;

l₁,l₂,l₃,l₄,l₅,l₆,l₇- длины участков вала.

R_a, R_b- реакции опор.

где Мс- изгибающий момент.

Определим радиальное усилие на валу.

где F_- касательное усилие;

- угол зацепления зубчатых колес.

Определим реакции опор и изгибающий момент.

4.4 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса с ведущим валом.

Найдем размеры шпонки призматической [1, т.4.1]:

b=16(мм) – ширина шпонки;

h=10(мм) – высота шпонки;

t₁=6(мм) – глубина вала втулки;

t₂=4.3(мм) – глубина паза втулки.

Рассчитаем шпонку на смятие:

l_шп=l-10=55-10=72(мм) (21)

l_шп – длина шпонки;

По ГОСТ выбираем l_шп=45 мм.

l_р=l_шп-b=70-12=58(мм) (22)

l_р– рабочая длина шпонки;

(23)

А_см - площадь смятия шпонки;

(24)

F_см - сила смятия шпонки;

(25)

_см - допустимое напряжение смятия;

5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА

Материал вала – сталь 45.

Суммарный изгибающий момент в сечении.

(76)

где М_y, М_х= осевые моменты по осям ох и оy.

Определим напряжения на валу при изгибе _-1 и при кручении _-1.

_-1=0.43*_в=0.43*610=260(Мпа) (77)

_-1=0.58*_-1=0.58*260=150(Мпа) (78)

где _в- предел текучести для стали 45.

Определяем нормальные напряжения в сечении под шестерней до симметричного цикла.

(79)

(80)

где W- осевой момент сопротивления;

b=16 мм- ширина паза под шпонку;

t=6 мм- глубина паза под шпонку;

d=55 мм- диаметр рабочей части вала.

Определяем касательное напряжение для отнулевого цикла.

(81)

(82)

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой для стали 45 с пределом прочности <700 Мпа.

К_=1.75

К_=1.50

Масштабные факторы при d=55 мм.

_=0.79

_=0.67

Для среднеуглеродистой стали:

_=0.2

_=0.1

Определим коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению.

(83)

где _m=0.

Определим коэффициент запаса прочности по касательному напряжению.

(84)

Определим общий коэффициент запаса прочности.

(85)

Требуемый коэффициент запаса прочности 1.3…1.5.

Требуемый коэффициент запаса по жесткости 2.5…4.

По прочности и по жесткости вал проходит.