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

Проверил: преп. каф. ПСМ

Балаково 2000

Содержание

ЗАДАНИЕ ........................................................................................	3
РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ ....................................................	4
РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА .........................	6
РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ..........	10
РАСЧЕТ ШТИФТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ .....................................	16
РАСЧЕТ КУЛАЧКОВОЙ МУФТЫ ..................................................	18
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ ...........................	19

Задание:

Вариант №50.

Спроектировать и рассчитать привод технической системы и коническую передачу. Подобрать по ГОСТ и рассчитать кулачковую муфту, соединяющую валы двигателя и передаточного механизма. Выполнить полный расчет ведомого вала конической передачи. Подобрать по ГОСТ и проверить на прочность штифтовое соединение ведомого вала конической передачи с колесом.

Исходные данные: Р₄ = 24 кВт, ω₄ = 10 рад/с.

Расчет привода с выбором элекродвигателя по гост

1. Общий КПД привода:

КПД закрытой конической передачи η₁= 0,95

КПД открытой цилиндричекой передачи η₂= 0,93

КПД открытой цепной передачи η₃= 0,9

КПД одной пары подшипников качения η₄= 0,99

Общий КПД привода: η_общ= η₁η₂η₃η₄⁵= 0,95·0,93·0,0·0,99⁵= 0,7562.

2. Требуемая мощность электродвигателя:

.

3. Выбор электродвигателя по ГОСТ:

Р_дв≥ Р_тр

Выбрали асинхронный электродвигатель 4А200М2У3,

для которого Р_дв= 37 кВт,s= 1,9 % = 0,019,n_дв=3000^об/_мин ,d_в= 60 мм

4. Параметры входного вала:

Р₁= Р_дв= 37 кВт,

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

ω₁=πn₁/ 30 =π∙2943 / 30 = 308,2^рад/_с.

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

u_общ=u₁∙u₂∙u₃,

где u₁– передаточное число конической передачи,

u₂– передаточное число цилиндрической передачи,

u₃– передаточное число цепной передачи.

Из рекомендаций к расчетам u₁= 2,5…3,5. Беремu₁= 2,5 ,

u₂= 4…6. Беремu₂= 4 .

Тогда ,

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

6. Мощность на каждом валу привода:

Р1 = 37 кВт

Р2 = Р1 η₁η₄²= 37 ∙ 0,95 ∙ 0,99²= 34,45 кВт

Р3 = Р2 η₂η₄²= 34,45 ∙ 0,93 ∙ 0,99²= 31,4 кВт

Р4 = Р3 η₃η₄= 31,4 ∙ 0,99 ∙ 0,9 = 27,97 кВт

7. Угловые скорости и число оборотов на каждом валу:

ω₁= 308,2^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 передачk_d= 99,

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

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

k_Hβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости отψ_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=z₁u₁= 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_ez₂= 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:

ctgδ₁=u,δ₁=arcctgu=22˚,δ₂= 90˚ -δ₁= 68˚.

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁= 2(R_e-0,5b)sinδ₁= 2∙ (171-0,5∙55) ∙sin68˚ = 108 мм.

Средний делительный диаметр колеса (определяется геометрически):

d₂= 304 мм.

Диаметр выступов зубьев

шестерни: d_a1=d_e1+ 2m_ecosδ₁= 126 + 2∙6∙cos22˚ = 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/cosδ₁= 21/cos22˚ = 22,65,Z_v2=z₂/cosδ₂= 21/cos68˚ = 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 используем Y_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.