Министерство РФ по высшему и профессиональному образованию

Саратовский государственный технический университет

Балаковский институт техники, технологии и управления

Инженерно-строительный факультет

Кафедра: «Управление и информатика в технических системах»

Курсовой проект

по АСПЭТС

Проектирование привода технической системы

Выполнил: ст. гр. УИТ-42

Семенов Е. А.

Проверил: преподаватель

Козлова С. Н.

Балаково 2000 г.

Содержание

Саратовский государственный технический университет 1

Курсовой проект 1

ЗАДАНИЕ. 3

РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ. 4

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА. 6

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ 6

ЗАДАНИЕ.

Вариант № 38.

Рассчитать привод и быстроходную ступень цилиндрический прямозубого редуктора.

Муфта втулочная, штифтовое соединение.

Мощность на валу бегунов Р₄ = 8000 Вт

Угловая скорость на валу бегунов ω₄ = 5 рад/с

РАСЧЕТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ.

1. Определяем общие КПД приводов [1, т. 5.4]:

КПД закрытая зубчатая цилиндрическая η_1,2 = 0.96

КПД открытая зубчатая коническая η₃ = 0.92

КПД одной пары подшипников η₄ = 0.99

общий КПД привода η = η₁² η₃ η₄⁵ = 0.806

2. Требуемая мощность электродвигателя:

Р_ТР = Р₄ / η = 9921,646 Вт

3. Выбор электродвигателя по ГОСТ [1, т. 5.2]:

Р_ДВ  Р_ТР

выбран асинхронный электродвигатель 4АА132МИ

Мощность на валу двигателя Р_ДВ = 11000 Вт

Число оборотов n_ДВ = 15000 об/мин

Диаметр вала d_ДВ = 38 мм

Скольжение S = 2,8 %

4. Принимается:

Р₁ = Р_ДВ = 11000 Вт

с учетом скольжения n₁ = n_ДВ(1-S) = 2700 об/мин

ω₁ = πn₁ / 30 = 282,6 рад/с

5. Мощности:

на промежуточном валу редуктора Р₂ = Р₁ η₁ η₄² = 10350 Вт

на выходном валу редуктора Р₃ = Р₂ η₂ η₄² = 9738 Вт

на выходе конической передаче Р₄=Р₃ ₃ ₄= 8870 Вт

Угловые скорости и частоты вращения :

ω₂ = ω₁ / u₁ = 70,65 рад/с

ω₃ = ω₂ / u₂ = 15,7 рад/с

₄ = ₃/ u₃ =4.984 рад/с

n₂ = n₁ / u₁ = 675 об/мин

n₃ = n₂ / u₂ = 150 об/мин

n₄= n₃/ u₃ = 47.62 об/мин

6. Передаточные отношения привода [1, т. 5.5]:

общее передаточное отношение u = u_рu₃

где u_p= u₁u₂ = 18 u₁= 4 u₂= 4.5, тогда

передаточное число закрытого цилиндрического редуктора u_р = 18

передаточное число клиноременной передачи u₃ = 3,15

7. Крутящие моменты на валах привода:

Т₁ = Р₁ / ω₁ = 38,9 Нм

Т₂ = Р₂ / ω₂ = 146,5 Нм

Т₃ = Р₃ / ω₃ = 620,2 Нм

Т₄= Р₄ / ₄ = 1779,7Нм

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА.

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

1. Выбор материалов [1, т. 9.6]:

для шестерни принимается сталь 40 ХН, термообработка улучшенная, твердость 260 НВ; предел текучести _т=600 МПа ,предел прчности _В=900 Мпа, допускаемое напряжение _F=720 МПа

для колеса принимается сталь 40 ХН, термообработка нормализованная, твердость 230 НВ,_т= 700 Мпа, _F= 600 Мпа, _B= 900 Мпа

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[σ_Н]₁ = 483 МПа, [σ_Н]₂ = 434 МПа

окончательно допускаемое контактное напряжение [σ_Н] = 434 МПа

допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса

[σ_F]₁ = 433,33 МПа, [σ_F]₂ = 408,33 МПа

2. Передаточное число:

u₁ = 4

3. Межосевое расстояние:

Числовой коэффициент к_а = 49,5

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине вала к_ = 1,2 [1, т. 9.12] в зависимости от, _ba = 0,5

округляем по ГОСТ: а = 125 мм [1, т. 9.2]

4. Назначается число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = 25 мм, z₂ = z₁u₁ = 100 мм

5. Назначается угол наклона зубьев:

 = 0 , cos = 1 т.к. прямозубые колеса

6. Модуль зацепления передачи

= 2 мм Округляем по ГОСТ: m = 2 мм [1, т. 9.1]

7. Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

мм, мм

диаметры выступов:

d_A1 = d₁ + 2 m = 54 мм, d_A2 = d₂ + 2 m = 204 мм

диаметры впадин:

d_F1 = d₁ – 2,5 m = 45 мм

d_F2 = d₂ – 2,5 m = 195 мм

ширина колеса и шестерни

b₂ = _baa = 62,5 мм, b₁= b₂ + 5 = 67,5 мм

8. Окружная скорость [1]:

υ = π d₁ n₁ / 60 = 3,14502700/ 60 10³ = 7,065 м/с

9. Степень точности [1, т. 9.9] :

S = 8

10.Проверочный расчет на контактные напряжения:

механический коэффициент

z_M = 275

коэффициент, учитывающий форму зубьев

z_H = 1,77cos = 1,77

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

z_ = 1

коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, по ширине венца и динамическую нагрузку в зацеплении

к_ = 1 [1, т. 9.11] к_ = 1,2 к_V = 1 к_ = к_ к_ к_V = 1,2

МПа

Т. к. превышение контактного напряжения по сравнению с допустимым не превышает 5 %,а в данном случае_н_н ,[σ_Н] = 434 МПа

11. Проверочный расчет на изгиб:

эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

z_V1 = z₁ / cos³ = 25 z_V2 = z₂ / cos³ = 100

коэффициенты формы зуба:

у_F1 = 3,9 у_F2 = 3.6

[σ_F]₁/ у_F1 = 117 [σ_F]₂/ у_F2 = 118

коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, по ширине венца и динамическую нагрузку в зацеплении

тк=0;  = 1,5(сдвинуты); к_F = к_ = 1,38; к_FV = 1,25 [1, т. 9.13]

к_F = к_F+к_F+к_FV = 3.63

коэффициент, учитывающий перекрытие зуба

y_ = 1 тк =0

коэффициент, учитывающий наклон зуба

тк =0

Мпа < [σ_F]₁ = 433,33МПа

Прочность обеспечена.