Министерство РФ по высшему и профессиональному образованию

Саратовский государственный технический университет

Балаковский институт техники, технологии и управления

Механический факультет

Кафедра ПСМ

Курсовой проект

по дисциплине: «АСПЭТС»

Тема: «Проектирование привода технической системы»

Выполнил: ст. гр. УИТ-42

Сысолятин А. С.

Проверил: преп.

Козлова С.Н.

Балаково 2000

Содержание

Задание на курсовой проект…………………………………….....	3
РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ ....................................................	4
Расчет цилиндрической передачи привода ....................	6
РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА	10
РАСЧЕТ ШТИФТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ .....................................	16
РАСЧЕТ Фланцевой МУФТЫ ..................................................	18
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ ...........................	19

Задание:

Вариант №42

Спроектировать и рассчитать привод технической системы и цилиндрическую. Подобрать по ГОСТ и рассчитать фланцевую муфту, соединяющую валы двигателя и передаточного механизма. Выполнить полный расчет ведомого вала цилиндрической передачи. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность штифтовое соединение ведомого вала цилиндричесной передачи с колесом.

Исходные данные: Р₄ = 18 кВт, ω₄ = 8 рад/с.

Расчет привода с выбором элекродвигателя по гост

1. Общий КПД привода:

КПД закрытой червячной передачи с 4 заходами червяка η₁= 0,85

КПД открытой цилиндричекой передачи η₂= 0,93

КПД одной пары подшипников качения η₄= 0,99

Общий КПД привода: η_общ= η₁η₂η₃η₄⁴= 0,85·0,93·0,99⁴= 0,76.

2. Требуемая мощность электродвигателя:

.

3. Выбор электродвигателя по ГОСТ:

Р_дв≥ Р_тр

Выбрали асинхронный электродвигатель 4АА180М2У3,

для которого Р_дв= 30 кВт,s= 1,9% = 0,019, n_дв=3000^об/_мин ,d_в= 55 мм

4. Параметры входного вала:

Р₁= Р_дв= 30 кВт,

с учетом скольжения n₁=n_дв(1-s) = 3000 (1-0,019) = 2943 ^об/_мин,

ω₁ = π n₁ / 30 = π∙2943 / 30 = 308,2 ^рад/_с .

5. Общее передаточное отношение и передаточные числа кинематических пар привода:

u _общ=u₁∙u₂,

где u₁ – передаточное число червячной передачи,

u₂ – передаточное число цилиндрической передачи,

Используя (/1/ табл 12.4) принимаем u₁ = 10.

Тогда ,

что принадлежит рекомендованному диапазону значений u₂ = 2,5…4.

6. Мощность на каждом валу привода:

Р1 = 30 кВт

Р2 = Р1 η₁η₄³= 30 ∙ 0,85 ∙ 0,99³= 24,74 кВт

Р3 = Р3 η₂η₄=34,45 ∙ 0,93 ∙ 0,99²= 22,78 кВт

7. Угловые скорости и число оборотов на каждом валу:

ω₁= 308,03^рад/_сn₁ = 2943 ^об/_мин

^рад/_с^об/_мин

^рад/_с ^об/_мин

^рад/_с^об/_мин

8. Крутящий момент на каждом валу привода:

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Расчет конической передачи привода

1. Выбор материала зубчатых колес

Для шестерни – Сталь 45 улучшенная, твердость ≈ 230 НВ.

Для колеса – Сталь 54 нормализованная, твердость ≈ 210 НВ.

[σ_Н ]₁ = 432 МПа, [σ_Н ]₂ = 400 МПа [1, пример 9.2, с.185].

Для прямозубых передач выбирают меньшее, поэтому окончательно принимаем

[σ_Н ]_пр = 400 МПа.

[σ_F ]₁ = 303 МПа, [σ_F ]₂ = 294 МПа[1, пример 9.2, с.185].

2. Внешний делительный диаметр зубчатого колеса:

мм ,

где k_d – числовой коэффициент, для прямозубых передач k_d = 99,

u– передаточное число конической передачи,u= 2,5,

ψ_Rе – коэффициент длины зуба, обычно ψ_Rе = 0,3,

k_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости от ψ_bd [1, табл.9.11], ψ_bd = ψ_ba(u+1)/2,ψ_bа = 0,5, ψ_bd = 0,5∙(2,5+1)/2 = 0,875, приψ_bd = 0,875, k_Hβ = 1,45.

3. Число зубьев колеса:

z₁ = 21, z₂ = z₁ u₁ = 21∙2,5 = 52,5.

Округлив, окончательно принимаем z₂ = 53.

4. Внешний окружной модуль:

мм

Округлив по ГОСТ [1, табл. 9.1], получим m_e=6 мм

5. Уточняем внешний делительный диаметр зубчатого колеса d_e:

d_e2 = m_e z₂ = 6∙53 = 318 мм

Округлив по ГОСТ [1, табл. 9.4], получим d_e2 = 355 мм

6. Основные размеры конической передачи

Конусное расстояние:

мм.

Длина зуба:

b = ψ_ReR_e = 0,3∙171 = 51,3 мм

Округлив по ГОСТ [1, табл. 9.5], получим b = 55 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_e∙z₁ = 6∙21 = 126 мм.

Углы конусов:

ctg δ₁ = u, δ₁ = arcctg u=22˚, δ₂ = 90˚ - δ₁ = 68˚.

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁ = 2(R_e-0,5b)sin δ₁ = 2∙ (171-0,5∙55) ∙ sin 68˚ = 108 мм.

Средний делительный диаметр колеса (определяется геометрически):

d₂ = 304 мм.

Диаметр выступов зубьев

шестерни: d_a1 = d_e1 + 2m_ecos δ₁ = 126 + 2∙6∙cos 22˚ = 137 мм.

колеса: d_a2 = d_e2 + 2m_ecos δ₂ = 355 + 2∙6∙cos 68˚ = 360 мм.

Диаметр впадин зубьев:

шестерни: d_f1 = d_e1 - 2,5m_ecos δ₁ = 126 – 2,5∙6∙cos 22˚ = 112 мм.

колеса: d_f2 = d_e2 - 2,5m_ecos δ₂ = 355 – 2,5∙6∙cos 68˚ = 350 мм.

Размеры колеса для вычерчивания:

диаметр выступов зубьев d_a2 = 360 мм,

диаметр вала d = 58 мм,

длина ступицы L_ст = 7 мм,

диаметр ступицы d_ступ= 1,6d = 1,6∙58 = 95 мм,

угол конуса δ₂ = 68˚,

толщина диска C = (0,2...0,3)b= 0,3∙55 =16 мм,

толщина венца Δ = (1,2...4)m_e = 2,7∙6 = 16 мм,

толщина ребер S = 0,8C = 0,8∙16 = 12 мм,

диаметр отверстия под штифт d_шт= 16 мм,

диаметр отверстий в дисках (определяется конструктивно) d₀ = 31 мм,

диаметр расположения отверстий D₀= 171 мм.

7. Средняя окружная скорость:

м/c.

8. Степень точности: s = 6 [1].

9. Расчет на прочность по контактным напряжениям:

,

где Z_M – механический коэффициент,Z_M = 275 (Н/мм²)^1/2,

Z_Н – коэффициент формы,Z_Н = 1,77,

Zε – коэффициент линий, Zε = 1,

К_Н– общий коэффициент нагрузки, К_Н= К_НαК_НβК_Нv = 1∙1,45∙1 = 1,45,

[σ_Н] – допускаемое контактное напряжение,[σ_Н] = 400 МПа.

МПа ≤400 МПа .

Контактная прочность обеспечена.

10. Расчет зубьев на изгиб:

Z_v1 = z₁/cos δ₁ = 21/ cos 22˚ = 22,65, Z_v2 = z₂/cos δ₂ = 21/ cos 68˚ = 141,5.

В справочнике [1, табл. 9.10] находим Y_F1 = 3,9 , Y_F2 = 3,6.

Находим отношения: ,.

Так как 77,7 < 81,6 , то в расчете используемY_F1 .

где Y_ε = 1, Y_β = 1, K_F = K_Fα K_Fβ K_Fv ,

K_Fα = 1, K_Fβ = α_∙К_Нβ = 1,2∙1,45 = 1,74, K_Fv = 1,3 ,

K_F = 1∙1,74∙1,3 = 2,262, [σ_ε] = 303 МПа.

МПа ≤ 303 МПа.

Прочность при изгибе обеспечена.

11. Усилия, действующие в передаче:

окружное Н ,

радиальное Н,

осевое Н.