Расчет привода технической системы

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ САРАТОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ БАЛАКОВСКИЙ ИНСТИТУТ ТЕХНИКИ, ТЕХНОЛОГИИ И УПРАВЛЕНИЯ ФАКУЛЬТЕТ МЕХАНИЧЕСКИЙ КАФЕДРА «ПСМ»

Пояснительная записка

по дисциплине: ТСАУ

РАСЧЕТ ПРИВОДА ТЕХНИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ

Выполнил:

студент группы УИТ-33

Олокин Д.В.

Принял:

Преподаватель кафедры ПСМ Швецова С.Н.___________

«____"___________2010 г.

Техническое задание Введение

1. Кинематический расчет привода

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатой конической передачи

4. Расчет соединений деталей механизмов Список литературы

Техническое задание

Задание № 10, Вариант № 7

1. Рассчитать привод технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу.

2. Определить P, щ, n, T.

3. Выполнить расчет передаточных механизмов привода и соединений деталей передач с валом.

4. Выполнить 3 листа чертежей формата А1 или А2: 1. — схема привода и спецификация; 2. — деталь первой передачи в 2-х проекциях; 3. — деталь второй передачи в 2-х проекциях.

Исходные данные:

Мощность ведомого вала привода:

P?=8кВт;

Угловая частота вращения ведомого вала привода:

щ?=4р =4· 3,14=12,56с^-1.

Ременная передача относится к передачам трения с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит из двух шкивов (ведущего и ведомого) и охватывающего их ремня. Для нормальной рабо-ты передачи необходимо предварительное натяжение ремня, обеспечи-вающее возникновение сил трения на участках контакта ремня со шкивом. Для создания и регулирования натяжения ремней предусматриваются натяжные устройства.

Основные достоинства ременных передач следующие: простота конструкции, эксплуатации и малая стоимость; возможность передачи движения на значительные расстояния; возможность работы при высоких часто-тах вращения; плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня; смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня; предо-хранение механизмов от перегрузок за счет возможности проскальзывания ремня.

Основными недостатками являются большие радиальные размеры; малая долговечность ремня в быстроходных передачах; большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня; необходимость применения дополнительных натяжных устройств; непостоянное передаточное число изза неизбежного упругого скольжения ремня.

Плоскоременные передачи просты по конструкции и могут работать при весьма высоких скоростях (до 100 м/с), а также при больших межосевых скоростях (до 15 м). Они обладают сравнительно высокой долговечностью вследствие большой эластичности ремня. Рекомендуемые передаточные числа u? 6. Шкивы изготавливают из чугуна марки СЧ10, СЧ15, СЧ25. Для ремней используют прорезиненную, хлопчатобумажную ткань, синтетические материалы, кожу.

Клиноремённые передачи применяют при малых межосевых рас-стояниях и относительно небольших скоростях (до 30 м/с). Максимальное допустимое число клиновых ремней для одной передачи равно 8. Рекомен-дуемые передаточные числа u? 10. Шкивы изготавливают из чугуна марки СЧ15, СЧ18. Клиновые резинотканевые приводные ремня выпускают семи типов: О, А, Б, В, Г, Д, Е. Тип ремня выбирают в зависимости от пе-редаваемой мощности при заданной частоте вращения малого шкива. Размеры ремня стандартизированы.

Критериями, определяющие работоспособность зубчатой переда-чи редуктора, являются контактная прочность работы поверхностей зубчатых колес, а также прочность зубьев при изгибе.

Зубчатые колеса изготавливают из углеродистых и легированных сталей.

Зубчатые конические передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых пересекаются. Зубчатые кони-ческие передачи бывают с прямыми и круговыми зубьями.

Основные достоинства зубчатых передач следующие: высокий КПД компактность, надежность, простота эксплуатации, постоянство переда-точного числа, большой диапазон передаваемых мощностей (от тысячных долей до десятков тысяч киловатт).

Основными недостатками являются сложность изготовления с при-менением специального оборудования инструментов, шум в работе при неточном изготовлении и при высоких окружных скоростях.

привод электродвигатель передача деталь

Кинематический расчет привода

1. Требуемая мощность электродвигателя.

Р_тр.= Р₃/?_общ.,

где ?_общ. — общий коэффициент полезного действия.

?_общ. = ?₁· ?₂·?₃²,

?₁— коэффициент полезного действия клиноременной передачи,

?₂ — коэффициент полезного действия конической закрытой передачи,

?₃ — коэффициент полезного действия двух подшипников качения.

?₁ = 0,94…0,97, [1, т.5,4];

?₂ = 0,95…0,97, [1, т.5,4];

?₃ = 0,99…0995, [1, т.5,4].

?_общ. = 0,955· 0,96·0,9925² = 0,903.

Р_тр. = = 8,86кВт.

2. Выбор электродвигателя по ГОСТу Р_дв.? Р_тр.,

Синхронная частота вращения n_с = 1000мин^-1,

Мощность Р_дв. = 11кВт, Типоразмер двигателя 4А160S6, [1, т.5,1; 5,3].

Скольжение 2,7%,

= 2;

= 1,2.

3. Мощность на каждом валу привода Для ведущего вала привода Р₁ = Р_дв. = 11кВт.

Для промежуточного вала привода Р₂ = Р₁· ?₁·?₃,

Р₂ = 11· 0,955·0,9925 = 10,426кВт.

Для ведомого вала привода (уточненное значение) Р₃ = Р₂· ?₁·?₃,

Р? = 10,426· 0,96·0,9925 = 9,934кВт.

4. Передаточные числа привода Общее передаточное отношение

U_общ. = щ_1/щ₃,

щ₁ — угловая частота вращения ведущего вала привода.

щ₁ = ,

n₁ — число оборотов ведущего вала привода,

n₁ = n_c· (1-S),

n₁ = 1000· (1−0,027) = 973об/мин, где S — скольжение.

щ₁ = =101,84с^-1,

U_общ. = 101,84/12,56=8,108.

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода.

U_общ. =U₁· U₂,

где U₁ — передаточное число клиноременной передачи, U₂ — передаточное число конической закрытой передачи.

U₂ = 2,5, [1, т.5,6]. ;

U₁ = ,

U₁ = = 3,243.

5. Угловая частота вращения каждого вала привода Для ведущего вала привода щ₁ = 101,84с^-1.

Для промежуточного вала привода щ₂ = ,

щ₂ = = 31,403с^-1.

Для ведомого вала привода (уточненное значение) щ₃ = ,

щ₃= = 12,561с^-1.

6. Частота вращения каждого вала привода Для ведущего вала привода

n₁ = 973об/мин.

Для промежуточного вала привода

n₂ = ,

n₂ = = 300,03об/мин.

Для ведомого вала привода

n₃ = ,

n₃ = = 120,012об/мин.

7. Вращающие моменты на каждом валу привода Для ведущего вала привода Т₁ = ,

Т₁ = = 108,01Н· м.

Для промежуточного вала привода Т₂ = ,

Т₂ = = 332Н· м.

Для ведомого вала привода Т₃ = ,

Т? = = 790,86Н· м.

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные Исходные данные для расчета ременной передачи выбираем из кинематического расчета привода Мощность на валу ведущего шкива Р?=11кВт;

Угловая частота вращения ведущего шкива щ?=101,84с?¹;

Число оборотов ведущего шкива n?=973об/мин;

Вращающий момент вала ведущего шкива Т?=108,01Н· м;

Мощность на валу ведомого шкива Р?=10,426кВт;

Угловая частота вращения ведомого шкива щ?=31,403с^-1;

Число оборотов ведомого шкива n?=300,03об/мин;

Вращающий момент вала ведомого шкива Т?=332Н· м;

Передаточное число ременной передачи u_p=3,243.

Расчет передачи

1. Назначаем материал шкивов.

Чугун марки СЧ15.

2. Диаметр малого (ведущего) шкива

D₁ = 3,5·, мм, где Т₁, Н· мм.

D₁ = 3,5· = 166,68 мм.

По ГОСТу принимаем ближайшее значение D₁ = 160 мм, [2, т.1].

3. Выбираем тип ремня.

Ремень типа Б, [2, т.2].

4. Диаметр большого (ведомого) шкива

D₂ = D₁· u_p, мм,

D₂ = 160· 3,243=518,88 мм, По ГОСТу принимаем D₂ = 500 мм, [2, т.1].

5. Уточняем передаточное отношение

u_p = D₂/D₁ (отклонение от заданного значения не должно превышать 5%).

u_p = = 3,125 мм, отклонение от заданного значения 3,5%.

6. Предварительно принимаем межцентровое расстояние

a_min = D₂ = 500 мм.

7. Длина ремня

L = 2· a_min+·(D₂+D₁)+, мм.

L = 2· 500 +· (500+160)+ = 2036,37 мм.

Принимаем по ГОСТу ближайшее значение L = 2000 мм, [2, т.3].

8. Уточняем межцентровое расстояние

a =, мм.

При этом должно выполняться условие a? a_min.

a = = 449.77мм.

a < a_min, увеличим длину ремня.

Принимаем по ГОСТу L = 2240 мм, [2, т.3].

a = = 576,89 мм.

a > a_min, условие выполняется.

9. Скорость ремня н =, м/с, где D₁, м, щ?, с^-1,

н = = 8,147м/с,

10. Окружное усилие

F_окр. =, Н, где Р?, Вт, н, м/с.

F_окр. = = 1350,19Н,

11. Допускаемое приведенное полезное напряжение

[k] = 1,88МПа, [2, т.4].

12. Угол обхвата малого шкива б? = 3,14-, рад, б? = 3,14- = 2,55рад, где б? = = 146,18град.

13. Допускаемое полезное напряжение

[kп] = [k]· с_б·с_н·с_р, МПа, где с_р = 1,1 — коэффициент режима работы, [2, т.5], который выбирают в зависимости от вида исполнительного механизма, указанного на схеме привода;

с_б — коэффициент угла обхвата малого шкива, с_б = 0,93, [1, т.6];

с_н — коэффициент скорости ремня, с_н = 1,00, [1, т.7];

[kп] = 1,88· 0,93·1,00·1,1= 1,923МПа.

14. Площадь поперечного сечения ремня, А = 133 мм², [2, т.8].

15. Число ремней

z ?

где F_окр., Н,

[kп], МПа, А, мм².

z? ? 5,28.

Принимаем z = 6 (должно выполняться условие z? 8).

6? 8, условие выполняется.

16. Расчет на долговечность по числу пробегов ремня в 1 секунду

U = н/L? [U],

где U — действительное число пробегов ремня за 1 сек;

н — скорость ремня, м/с;

L — длина ремня, м;

[U] - допускаемое число пробегов ремня за 1 сек (должно выполняться условие [U]?10с^-1

U = = 3,637с^-1,

3,637? 10, условие выполняется.

17. Конструктивные размеры ведущего шкива.

Размеры канавок определяем по типу ремня, [2, т.9].

t_р = 14,0 мм;

h = 10,8 мм;

h₀ = 4,2 мм;

f = 12,5 мм;

e = 19,0 мм;

Рабочий диаметр шкива

d_p = D₁-2h₀, мм.

d_p = 160−2· 4,2 = 151,6 мм.

Ширина обода шкива

B = (z-1)· e+2f, мм.

B = (6−1)· 19,0 +2· 12,5 = 120 мм.

Угол профиля канавок выбираем в зависимости от d_p и от типа ремня, [2, т.10].

б = 34⁰.

Диаметр вала под шкивом

d_в? , мм, где Т?, Н· мм,

[ф_к] = 25МПа-допускаемое напряжение при кручении.

d_в? ? 27,85 мм, Принимаем ближайшее большее целое число: d_в = 28

Длина ступицы шкива

L_ст = (1,5ч2,0)d_в,

L_ст = (1,5ч2,0)· 28 = 42ч56мм.

принимаем L_ст = 45 мм.

Должно соблюдаться условие L_ст? В.

45 < 120, условие соблюдается.

Диаметр ступицы шкива

D_ст = (1.7ч2.0)d_в,

D_ст = (1.7ч2.0)· 28 = 47.6ч56мм.

принимаем D_ст =50мм.

Толщина диска с = (0,2ч0,3)В ,

с = (0,2ч0,3)· 120 = 24ч36мм.

принимаем с = 30 мм.

Размеры фасок принимаем в зависимости от диаметра вала d_в

n = 2; 2,5, [2, т.12].

Диаметр впадин канавок ремня

D = d_p — 2h, мм,

D = 151,6−2· 10,8 = 130 мм.

Толщина обода д, [2, т.11].

принимаем д = 8 мм.

Диаметр расположения облегчающих отверстий

D₀ = ,

D₀ = = 82 мм, принимаем D₀ = 82 мм, Диаметр облегчающих отверстий d₀

d₀ = ,

d₀ = = 16 мм, принимаем d₀ = 16 мм.

Количество облегчающих отверстий принимают конструктивно

i = 4.

3. Расчет зубчатой конической передачи

Мощность на валу шестерни Р?=10,426кВт;

Угловая частота вращения шестерни щ?=31,403с?¹;

Число оборотов шестерни n?=300,03об/мин;

Вращающий момент вала шестерни Т?=332Н· м;

Мощность на валу ведомого колеса Р?=9,934кВт;

Угловая частота вращения ведомого колеса щ?=12,561с^-1;

Число оборотов ведомого колеса n?=120,012об/мин;

Вращающий момент вала ведомого колеса Т?=790,86Н· м;

Передаточное число зубчатой конической передачи u_к=2,5.

Расчет передачи

1. Назначаем материал зубчатых колес.

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

— для колеса — сталь 40Х, нормализация, твердостью 235 НВ, для которой [у_к]₂=540МПа, [у_u]₂=225МПа, [3, т.1].

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в прямозубой передаче [у_к]=[у_к]₂=540МПа.

2. Внешний делительный диаметр большего (ведомого) конического колеса

d_e2 =99·, мм, где Т?, Н· мм,

МПа.

к_в — коэффициент распределения нагрузки по длине зуба принимают в зависимости от коэффициента ш_bd= ,

где ш_ba— коэффициент ширины венца зубчатых колес, назначаем ш_ba=0,5, [3, т.2].

ш_bd=

Принимаем к_в =1,03, [3, т.3].

d_e2 =99· = 145,49 мм.

3. Назначаем число зубьев шестерни z?=30 .

4. Число зубьев колеса z?=z?· u_к ,

z?=30· 2,5=75 .

5. Внешний окружной модуль зацепления колес

m= d_e2/z?, мм,

m= 145,49/75=1,94 мм, Принимаем по ГОСТу m=5мм, [3, т.5].

6. Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса и округляем его по ГОСТу

d_e2 =m· z?, мм,

d_e2 =5· 75=375мм, Принимаем ближайшее значение по ГОСТу d_e2 =355мм, [3, т.4].

7. Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи.

Конусное расстояние

R=, мм,

R= = 202 мм.

Длина зуба (ширина зубчатого венца) для шестерни и колеса

b=0,3· R, мм,

b=0,3· 202=60,6 мм по ГОСТу принимаем b=55мм, в зависимости от диаметра d_e2 и передаточного числа u_к, [3, т.10].

Внешний делительный диметр шестерни

d_e1 =m· z?, мм,

d_e1 =5· 30=150мм.

Углы при вершинах начальных конусов д, для шестерни угол д? находят из условия

ctg д?=u_к, отсюда д?=21,48'град;

для колеса д?=90?-д?, д?=90?-21,48'=68,12'град.

Средние делительные диаметры шестерни

для шестерни d₁=2· (R-0,5b)·sin д?, мм,

d₁=2· (202−0,5·55)·sin 21,48'=129,47 мм.

для колеса d?=2· (R-0,5b)·sin д?, мм,

d?=2· (202−0,5·55)·sin 68,12'=323,87 мм.

Диаметры выступов зубьев

для шестерни d_a1 =d_e1+2· m·cos д?, мм,

d_a1 =150+2· 5·cos 21,48'=159,28 мм.

для колеса d_a2 =d_e2+2· m·cos д?, мм,

d_a2 =355+2· 5·cos 68,12'=358,7 мм.

Диаметры впадин зубьев

для шестерни d_f1 =d_e1-2,5m· cos д?, мм,

d_f1 =150−2,5· 5·cos 21,48'=138,45 мм.

для колеса d_f2 =d_e2-2,5m· cos д?, мм,

d_f2 =355−2,5· 5·cos 68,12'=350,37 мм.

8. Средняя окружная скорость н=р· d₁·n?/60, м/с, где d₁, м;

n?, об/мин.

н=3,14· 129,47·10?і·300,03/60=2,032м/с.

9. Степень точности передачи Принимаем степень точности передачи S в зависимости от окружной скорости н

S=9, [3, т.6].

10. Проверочный расчет передачи на контактную прочность у_к=487· ?[у_к], МПа, где Т?, Н· мм;

d?, b, мм.

у_к=487· =281,12?540МПа.

11. Эквивалентное число зубьев для шестерни z_н1=z₁/cosд?,

z_н1=30/cos21,48'=32,32;

для колеса z_н2=z₂/cosд?,

z_н2=75/cos 68,12'=201,61.

12. Коэффициент формы зуба для шестерни Y_f1=3,8;

для колеса Y_f2=3,6, [3, т.9].

13. Находим отношения для шестерни [у_u]₁/Y_f1=235/3,8=61,84 ,

для колеса [у_u]₂/Y_f2=225/3,6=62,5

14. Проверочный расчет на изгиб у_u=? [у_u]?,

где Y_в — коэффициент наклона зуба,

для прямозубых колес Y_в =1;

к_а — коэффициент нагрузки между зубьями,

для прямозубых колес к_а =1;

Т?, Н· мм;

b, мм;

m, мм.

у_u= =59,68?235МПа.

15. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса Толщина зубчатого венца д=(2,5ч4)· m ,

д=(2,5ч4)· 5=12,5ч20мм, принимаем д=16мм.

Толщина диска с=(0,2ч0,3)· b ,

с=(0,2ч0,3)· 55=11ч16,5 мм, принимаем с=14мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

d_в?, мм, где Т?, Н· мм;

[ф_к]=25МПа-допускаемое напряжение при кручение.

d_в? ?54,08 мм, Принимаем ближайшее большее целое значение: d_в=55.

Диаметр ступицы колеса

d_ст=1,6· d_в мм,

d_ст=1,6· 55=88мм.

Длина ступицы колеса

L_ст=b?+10, мм,

L_ст=55+10=65мм.

Размер фаски под вал

n=3мм, [3, т.8].

Диаметр расположения облегчающих отверстий

D₀=0,5· (d_f2 -4д+d_ст), мм,

D₀=0,5· (350,37 -4· 16+88)=187,18 мм, принимаем D₀=187мм.

Диаметр облегчающий отверстий

d₀=(D₀-d_ст)/4, мм,

d₀=(187−88)/4=24,75 мм, принимаем d₀=25мм.

Количество облегчающих отверстий i=4.

4. Расчет соединений деталей механизмов

1. Расчет призматической шпонки со скругленными торцами для клиноременной передачи Исходные данные:

d_в = 28мм — диаметр вала;

b = 8мм — ширина шпонки, [1, т.4,1];

h = 7 мм — высота шпонки, [1, т.4,1];

t? = 4,0мм — глубина паза вала, [1, т.4,1];

t? = 3,3мм — глубина паза втулки, [1, т.4,1].

Радиус закруглений:

r = ,

r = = 4 мм.

Рабочая длина шпонки:

l_р = l — b, мм,

l = L_ст — 10, мм, где l — длина шпонки,

l = 45 — 10 =35мм, Принимаем по ГОСТу l = 36 мм, [1, т.4,1].

l_р = 35 — 8 = 27 мм, Рассчитываем шпонку на смятие боковых граней:

у_см =? [у_см], МПа где у_см — напряжение при смятии

F_см — сила приложенная на смятие

A_см — площадь поперечного сечения при смятии

[у_см] - допускаемое напряжение при смятии принимаем [у_см] = 60ч100МПа.

Сила приложенная на смятие:

F_см =, Н,

F_см = = 7715Н.

Площадь поперечного сечения при смятии:

А_см = l_р(h — t?), мм²,

А_см = 27(7 — 4) = 81 мм².

у_см = = 95,2МПа, Условие прочности на смятие выполняется:

у_см = 95,2МПа < 100МПа.

Вывод: условие прочности выполняется, следовательно, шпонка рассчитана правильно.

2. Расчет шлицевого прямобочного соединения зубчатой конической передачи Исходные данные:

d_в = 55мм — диаметр вала;

d = 46мм — внутренний диаметр зубьев шлицевого соединения, [1, т.4,3];

D = 54мм — наружный диаметр зубьев шлицевого соединения, [1, т.4,3];

b = 9мм — ширина зуба, [1, т.4,3];

z = 8 — количество зубьев, [1, т.4,3];

h — высота зуба,

h =, мм

h = = 4 мм.

Радиус закруглений:

r = 0,5 мм, [1, т.4,3];

Рабочая длина шлица:

l_р = L_ст=65 мм, где L_ст — длина ступицы детали, Рассчитываем шлицы на смятие:

у_см =? [у_см], МПа где у_см — напряжение при смятии

F_см — сила приложенная на смятие

A_см — площадь поперечного сечения при смятии

[у_см] - допускаемое напряжение при смятии принимаем [у_см] = 80МПа.

Сила приложенная на смятие:

F_см =, Н,

d_ср =, мм,

d_ср = = 50 мм.

F_см = = 31 634,4Н.

Площадь поперечного сечения при смятии:

А_см = ц· h·l_р·z, мм²,

ц — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по шлицам,

ц = 0,7 ч 0,8

принимаем ц = 0,7

А_см = 0,7· 4·65·8 = 1456 мм².

у_см = = 21,72МПа, Условие прочности на смятие выполняется:

у_см = 21,72МПа < 80МПа.

Вывод: условие прочности выполняется, следовательно, шлицы рассчитаны правильно.

1. Кузьмин А. В. и др., Расчеты деталей машин,/ А. В. Кузьмин — Минск: Высшая школа, 1986, — 400 с.

2. Козлова С. Н., Расчет ременных передач, / С. Н. Козлова — Саратов: СГТУ, 2007, — с.

3. Козлова С. Н., Расчет конической зубчатой передачи, / С. Н. Козлова — Саратов: СГТУ, 2007, — с.