курсовой проект / Задание 1 вариант 7 / Курсовик заочника

І КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1. Расчет основных силовых выходных параметров.

ω₃=3∙π c^-1 = 3∙3,14=9,42 c^-1

2. Общий КПД привода.

η_общ=η₁∙η₂∙η₃³,

где η₁ – КПД плоскоременной передачи 0,95;

η₂ – КПД закрытой прямозубой цилиндрической передачи 0,97;

η₃ – КПД 2-х подшипников качения 0,993;

η₁, η₂, η₃ [1, т.5.4].

η_общ=0,95∙0,97∙0,993³=0,903

3. Требуемая мощность электродвигателя.

Р_тр===5,54 кВт

4. Выбор электродвигателя по ГОСТу.

По требуемой мощности подбираем по ГОСТу электродвигатель так, чтобы выполнялось условие: Р_дв  Р_тр, где =5,54 кВт - требуемая мощность электродвигателя.

Тип электродвигателя 4А132М6:

Р_дв=7,5 кВт – мощность электродвигателя;

n_дв=1000 об/мин – частота вращения вала двигателя;

s=3,2% – скольжение;

d_дв=38 мм – диаметр вала двигателя.

Р_дв, n_дв, s [1, т.5.1]

d_дв [1, т.5.3]

5. Мощность на каждом валу привода.

Для 1 вала: ведущий вал плоскоременной передачи

Р₁= Р_дв=7,5 кВт

Для 2 вала: ведомый вал плоскоременной передачи

Р₂= Р₁∙η₁∙η₃²=7,5∙0,95∙0,993²=7 кВт

Для 3 вала: ведомый вал редуктора

Р₃= Р₂∙η₂∙η₃=7∙0,97∙0,993=6,7 кВт

6. Передаточные числа привода.

Общее передаточное отношение.

U_общ=,

где ω₁ – угловая частота вращения ведущего вала плоскоременной передачи

ω₁=,

где n₁ – число оборотов ведущего вала плоскоременной передачи

n₁= n_дв∙(1-s)=1000∙(1-0,032)=968 об/мин,

ω₁==101,3 с^-1,

U_общ==10,754

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода

U_общ= U₁∙U₂

где - передаточное число плоскоременной передачи;

- передаточное число редуктора.

U₂=4

U₁= U_общ/U₂=10,754/4=2,69

U₁, U₂ [1, т.5.5,5.6].

7. Угловые скорости и число оборотов на каждом валу привода.

Для 1-го: ведущего вала плоскоременной передачи

ω₁=101,3 с^-1,

n₁=968 об/мин

Для 2-го: ведомого вала плоскоременной передачи

ω₂= ω₁/ U₁=101,3/2,69=37,66 с^-1,

n₂= n₁/ U₁=968/2,69=359,9 об/мин,

Для 3-го: ведомого вала редуктора

ω₃= ω₂/ U₂=37,66/4=9,42 с^-1,

n₃= n₂/ U₂=359,9/4=90 об/мин

8. Вращающие моменты на каждом валу привода.

Для 1-го: ведущего вала плоскоременной передачи

Т₁=Р₁/ω₁=7500/101,3=74 Н∙м

Для 2-го: ведомого вала плоскоременной передачи

Т₂=Р₂/ω₂=7000/37,66=186 Н∙м

Для 3-го: ведомого вала редуктора

Т₃=Р₃/ω₃=6700/9,42=711 Н∙м

ІІ РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчёта плоскоремённой передачи выбираем из кинематического расчёта привода.

P₁, T₁, ω_1, n₁

- мощность на валу ведущего шкива Р₁=7,5 кВт;

- угловая частота вращения ведущего шкива ω₁=101,3 с^-1;

- число оборотов ведущего шкива n₁=968 об/мин;

- вращающий момент вала ведущего шкива Т₁=74 Н∙м;

- мощность на валу ведомого шкива Р₂= 7 кВт;

- угловая частота вращения ведомого шкива ω₂=37,66 с^-1;

- число оборотов ведомого шкива n₂=359,9 об/мин;

- вращающий момент вала ведомого шкива Т₂=186 Н∙м;

- передаточное число ременной передачи U₁=2,69.

1. Назначаем материал шкивов.

Шкивы изготавливают из чугуна СЧ10, для ремней – прорезиненную ткань.

2. Диаметр малого (ведущего) шкива.

По ГОСТу принимаем D₁=250 мм [2, т.13]

3. Диаметр большого (ведомого) шкива.

D₂=D₁∙U₁=250∙2,69=672,5 мм

По ГОСТу принимаем D₂=710 мм [2, т.13]

4. Уточняем передаточное отношение.

5. Скорость ремня

6. Минимальное допускаемое отношение диаметра малого шкива к толщине ремня.

[2, т.14]

Толщина ремня:

Принимаем по ГОСТу δ=7,5 мм [2, т.15]

7. Допускаемое приведенное полезное напряжение [k] при уточненном значении.

[k]=2,0 МПа [2, т.16]

8. Межцентровое расстояние.

а=(1,52) ∙ (D₁+D₂)= (1,52) ∙ (250+710)=14401920 мм

Принимаем а=1700 мм

9. Длина ремня.

L=2∙a+∙ (D₁+D₂)+=2∙1700+

=4938 мм

10. Угол обхвата малого шкива.

11. Окружная сила.

H

Площадь поперечного сечения ремня

,

где - коэффициент режима работы;

=1.1 [2, т.5];

- коэффициент угла обхвата малого шкива;

;

;

- коэффициент угла наклона ветви ремня к горизонту;

=0,8 [2, т.17].

12. Ширина ремня.

Принимаем по ГОСТу b=50 мм [2, т.18]

13. Проверочный расчет ремня на долговечность.

Число пробегов ремня:

Долговечность ремня:

14. Конструктивные размеры ведущего шкива.

Диаметр вала под шкивом:

- допускаемое напряжение при кручении

Принимаем d_в=25 мм

Ширину обода шкива принимаем в зависимости от ширины ремня

В=63 мм [2, т.19]

Длина ступицы шкива

Выпуклость обода шкива

f=2,0 мм [2, т.20]

Толщина края обода

S= 0,005∙D₁+3

S= 0,005∙250+3=4,25 мм

Диаметр ступицы

D_cт=(1,72) ∙d_в=42,550 мм

Принимаем D_cт=45 мм.

Рифт

е=S+0,02∙B=4,25+0,02∙63=5,5 мм

Ширина спицы у основания

а=(1015) мм

Принимаем а=10 мм.

Ширина спицы у обода

а₁=0,8∙а=0,8∙10=8 мм

Размеры фасок принимаем в зависимости от диаметра вала d_в

n=2 мм [2, т.12]

Толщина спицы у основания

Н=а/0,4=10/0,4=25 мм

Толщина спицы у обода

Н₁=0,8∙Н=0,8∙25=20 мм.

ІІІ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

И

P₂, T₂,

ω_2, n₂

сходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической передачи выбираем из кинематического расчёта привода.

P₃, T₃,

ω_3, n₃

- мощность по валу шестерни Р₂=7 кВт;

- угловая частота вращения шестерни ω₂=37,66 с^-1;

- число оборотов шестерни n₂=359,9 об/мин;

- вращающий момент вала ведущего шкива Т₂=186 Н∙м;

- мощность на валу ведомого колеса Р₃= 6,7 кВт;

- угловая частота вращения ведомого колеса ω₃=9,42 с^-1;

- число оборотов ведомого колеса n₃=90 об/мин;

- вращающий момент вала ведомого колеса Т₃=711 Н∙м;

- передаточное число ременной передачи U₂=4.

1. Назначаем материал зубчатых колес:

- для шестерни – сталь 40Х, улучшение, твердостью 270НВ, для которой допускаемое контактное напряжение []₂=555 МПа, допускаемое напряжение при изгибе []₂=235 МПа, [3, т.1].

- для колеса – сталь 40Х, нормализация, твердостью 235НВ, для которой []₃=540 МПа, []₃=225 МПа, [3, т.1].

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес в прямозубой передаче []=[]₃=540 МПа.

2. Межосевое расстояние ,

где k_a – числовой коэффициент, для прямозубой передачи k_a =49,5

коэффициент ширины венца зубчатого колеса, принимаем 0,315 [3, т.2].

k – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента =0,7875;

k=1,029 [3, т.3].

Полученное значение округляем по ГОСТу а=200 мм [3, т.4]

3. Модуль зацепления передачи

m=(0,01 … 0,02) ∙a = 2…4 мм .

Принимаем модуль зацепления по ГОСТу m=3 мм [3, т.5]

4. Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

5. Назначаем угол наклона зуба

Для прямозубых передач , т.е. соs=1

6. Основные параметры шестерни и колеса.

Диаметры делительных окружностей:

- для шестерни d₂=m∙z₂/соs=3∙27/1=81 мм

- для колеса d₃=m∙z₃/соs=3∙108/1=324 мм

Диаметр выступов звеньев

- для шестерни d_а2= d₂ +2∙m=81+2∙3=87 мм

- для колеса d_а3= d₃ +2∙m=324+2∙3=330 мм

Диаметр впадин зубьев:

- для шестерни d_f2= d₂ – 2,5∙m=81–2,5∙3=73,5 мм

- для колеса d_f3= d₃ – 2,5∙m=324–2,5∙3=316,5 мм

Ширина венца зубчатых колес:

- для колеса b₃==0,315∙200=63 мм

- для шестерни b₂= b₃+5= 63+5=68 мм

7. Окружная скорость передачи.

м/с

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

S=9 [3, т.6]

9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

k - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач k=1.

k - коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес, для прямозубых передач k=487

Условие прочности выполняется.

10. Эквивалентное число зубьев

- для шестерни

- для колеса

11. Коэффициент формы зуба:

- для шестерни

- для колеса

[3, т.9]

12. Находят отношение:

- для шестерни

- для колеса

Расчет на изгиб проводим для шестерни.

13. Проверочный расчет на изгиб.

где - коэффициент наклона зуба, для прямозубых колес =1

Условие прочности выполняется.

14. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса.

Толщина зубчатого венца

принимаем мм.

Толщина диска:

с=(0,20,3)мм принимаем с =16 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

,

где =25 МПа – допустимое напряжение при кручении

мм

Диаметр вала принимаем

Диаметр ступицы колеса

Принимаем

Длина ступицы колеса

, принимаем (или 100 мм, если надо рассчитывать шпонку, а то при шпонка не проходит расчёт на смятие).

Размер фаски под вал

n=3 мм [3, т.8]

Размер фаски колеса

n₁=0,5∙m=0,5∙3=1,5 мм

Принимаем n₁=1,5 мм

Диаметр расположения облегчающих отверстий

Принимаем 181 мм

Диаметр облегчающих отверстий

Принимаем 24 мм

Количество облегчающих отверстий i=4.

ІV РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для первой передачи:

По диаметру вала d_в=25 мм подбираем призматическую шпонку [1, т.4.1].

b=8 мм - ширина шпонки;

h=7 мм - высота шпонки;

t₁=4 мм - глубина паза вала;

t₂=3,3 мм - глубина паза втулки.

Шпонка рассчитывается на смятие:

=60100 МПа

где - действительное напряжение смятия;

- сила смятия;

- площадь смятия;

- допускаемое напряжения смятия.

Н

где - сила смятия;

- крутящий момент на первом валу;

- диаметр вала.

где - площадь смятия;

– высота шпонки;

- глубина паза вала;

-рабочая длина шпонки.

где - длина шпонки;

- ширина шпонки

где - длина шпонки;

- длина ступицы колеса.

Принимаем по ГОСТу l=32 мм [1, т.4.1].

32 - 8=24 мм

(7 - 4) ∙24=72 мм²

МПа

Условие прочности выполняется.

Для второй передачи:

По диаметру вала d_в=53 мм подбираем призматическую шпонку [1, т.4.1].

b=16 мм - ширина шпонки;

h=10 мм - высота шпонки;

t₁=6 мм - глубина паза вала;

t₂=4,3 мм - глубина паза втулки.

Шпонка рассчитывается на смятие:

=60100 МПа

где - действительное напряжение смятия;

- сила смятия;

- площадь смятия;

- допускаемое напряжения смятия.

Н

где - сила смятия;

- крутящий момент на третьем валу валу;

- диаметр вала.

где - площадь смятия;

– высота шпонки;

- глубина паза вала;

-рабочая длина шпонки.

где - длина шпонки;

- ширина шпонки.

где - длина шпонки;

- длина ступицы колеса.

Принимаем по ГОСТу l=90 мм [1, т.4.1].

90 - 16=74 мм

(10 - 6) ∙74=296 мм²

МПа

Условие прочности выполняется.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин: справочное пособие.- 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986.-400с.:ил.

2. Козлова С.Н. Расчет ременных передач: методические указания к курсовому проектированию./С.Н. Козлова – Саратов: СГТУ,2007.-24с.

3. Козлова С.Н. Расчет цилиндрических зубчатых передач: методические указания к курсовому проектированию./С.Н. Козлова – Саратов: СГТУ,2007.-12с.

18