Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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.
2010
Содержание
Техническое задание
Введение
. Кинематический расчет привода
. Расчет клиноременной передачи
. Расчет зубчатой конической передачи
. Расчет соединений деталей механизмов
Список литературы
Техническое задание
Задание №10, Вариант №7
1. Рассчитать привод технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу.
. Определить P, ω, n, T.
. Выполнить расчет передаточных механизмов привода и соединений деталей передач с валом.
. 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:
P₃=8кВт;
Угловая частота вращения ведомого вала привода:
ω₃=4π =4·3,14=12,56с-1.
Введение
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 работы передачи необходимо предварительное натяжение ремня, обеспечивающее 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 частотах вращения; плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня; смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня; предохранение 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 из- за 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 расстояниях и относительно небольших скоростях (до 30 м/с). Максимальное допустимое число клиновых ремней для одной передачи равно 8. Рекомендуемые 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 передаваемой мощности при заданной частоте вращения малого шкива. Размеры ремня стандартизированы.
Критериями, определяющие работоспособность зубчатой передачи 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 конические передачи бывают с прямыми и круговыми зубьями.
Основные достоинства зубчатых передач следующие: высокий КПД компактность, надежность, простота эксплуатации, постоянство передаточного числа, большой диапазон передаваемых мощностей (от тысячных долей до десятков тысяч киловатт).
Основными недостатками являются сложность изготовления с применением 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.
Ртр.= Р3/ŋобщ.,
где ŋобщ. - общий коэффициент полезного действия.
ŋобщ. = ŋ1·ŋ2·ŋ32,
ŋ1- коэффициент полезного действия клиноременной передачи,
ŋ2 - коэффициент полезного действия конической закрытой передачи,
ŋ3 - коэффициент полезного действия двух подшипников качения.
ŋ1 = 0,94…0,97, [1, т.5,4];
ŋ2 = 0,95…0,97, [1, т.5,4];
ŋ3 = 0,99…0995, [1, т.5,4].
ŋобщ. = 0,955·0,96·0,99252 = 0,903.
Ртр. = = 8,86кВт.
. Выбор электродвигателя по ГОСТу
Рдв. ≥ Ртр.,
Синхронная частота вращения nс = 1000мин-1,
Мощность Рдв. = 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 = Рдв. = 11кВт.
Для промежуточного вала привода Р2 = Р1·ŋ1·ŋ3,
Р2 = 11·0,955·0,9925 = 10,426кВт.
Для ведомого вала привода (уточненное значение) Р3 = Р2·ŋ1·ŋ3,
Р₃ = 10,426·0,96·0,9925 = 9,934кВт.
. Передаточные числа привода
Общее передаточное отношение
Uобщ. = ω1/ω3,
ω1 - угловая частота вращения ведущего вала привода.
ω1 = ,
n1 - число оборотов ведущего вала привода,
n1 = nc·(1-S),1 = 1000·(1-0,027) = 973об/мин,
где S - скольжение.
ω1 = =101,84с-1,
Uобщ. = 101,84/12,56=8,108.
Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода.
Uобщ. =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.
. Угловая частота вращения каждого вала привода
Для ведущего вала привода
ω1 = 101,84с-1.
Для промежуточного вала привода
ω2 = ,
ω2 = = 31,403с-1.
Для ведомого вала привода (уточненное значение)
ω3 = ,
ω3= = 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.
. 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 = ,
Т₃ = = 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 Р₁=11кВт;
Угловая частота вращения ведущего шкива ω₁=101,84с⁻1;
Число оборотов ведущего шкива n₁=973об/мин;
Вращающий момент вала ведущего шкива Т₁=108,01Н·м;
Мощность на валу ведомого шкива Р₂=10,426кВт;
Угловая частота вращения ведомого шкива ω₂=31,403с-1;
Число оборотов ведомого шкива n₂=300,03об/мин;
Вращающий момент вала ведомого шкива Т₂=332Н·м;
Передаточное число ременной передачи up=3,243.
Расчет передачи
. Назначаем материал шкивов.
Чугун марки СЧ15.
. Диаметр малого ( ведущего) шкива
D1 = 3,5·, мм,
где Т1 , Н·мм.
D1 = 3,5·= 166,68мм.
По ГОСТу принимаем ближайшее значение D1 = 160мм, [2, т.1].
. Выбираем тип ремня.
Ремень типа Б, [2, т.2].
. Диаметр большого (ведомого) шкива
D2 = D1·up, мм,
D2 = 160·3,243=518,88мм,
По ГОСТу принимаем D2 = 500мм, [2, т.1].
. Уточняем передаточное отношениеp = D2/D1 ( отклонение от заданного значения не должно превышать 5%).p = = 3,125мм, отклонение от заданного значения 3,5%.
. Предварительно принимаем межцентровое расстояние
amin = D2 = 500мм.
. Длина ремня
L = 2·amin+·(D2+D1)+, мм.
L = 2·500 +·(500+160)+ = 2036,37мм.
Принимаем по ГОСТу ближайшее значение L = 2000мм, [2, т.3].
8. Уточняем межцентровое расстояние
a = , мм.
При этом должно выполняться условие a ≥ amin.
a = = 449.77мм.
a < amin, увеличим длину ремня.
Принимаем по ГОСТу L = 2240мм, [2, т.3].
a = = 576,89мм.
a > amin, условие выполняется.
9. Скорость ремня
ν = , м/с,
где D1, м,
ω₁, с-1,
ν = = 8,147м/с,
10. Окружное усилие
Fокр. = , Н,
где Р₁, Вт,
ν, м/с.
Fокр. = = 1350,19Н,
11. Допускаемое приведенное полезное напряжение
[k] = 1,88МПа, [2, т.4].
12. Угол обхвата малого шкива
α₁ = 3,14- , рад,
α₁ = 3,14- = 2,55рад,
где α₁ = = 146,18град.
13. Допускаемое полезное напряжение
[kп] = [k]·сα·сν·ср, МПа,
где ср = 1,1 - коэффициент режима работы, [2, т.5], который выбирают в зависимости от вида исполнительного механизма, указанного на схеме привода;
сα - коэффициент угла обхвата малого шкива,
сα = 0,93 , [1, т.6];
сν - коэффициент скорости ремня,
сν = 1,00, [1, т.7];
[kп] = 1,88·0,93·1,00·1,1= 1,923МПа.
14. Площадь поперечного сечения ремня
А = 133мм2, [2, т.8].
15. Число ремней
z ≥
где Fокр., Н,
[kп], МПа,
А, мм2.
z ≥ ≥ 5,28.
Принимаем z = 6 (должно выполняться условие z ≤ 8).
≤ 8, условие выполняется.
. Расчет на долговечность по числу пробегов ремня в 1 секунду
U = ν/L ≤ [U],
где U - действительное число пробегов ремня за 1 сек;
ν - 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.
. Конструктивные размеры ведущего шкива.
Размеры канавок определяем по типу ремня, [2, т.9].
tр = 14,0 мм;
h = 10,8 мм;
h0 = 4,2 мм;
f = 12,5 мм;
e = 19,0 мм;
Рабочий диаметр шкива
dp = D1-2h0 , мм.
dp = 160-2·4,2 = 151,6мм.
Ширина обода шкива
B = (z-1)·e+2f, мм.
B = (6-1)·19,0 +2·12,5 = 120мм.
Угол профиля канавок выбираем в зависимости от dp и от типа ремня, [2, т.10].
α = 340.
Диаметр вала под шкивом
dв ≥ , мм,
где Т₁, Н·мм,
[τк] = 25МПа-допускаемое напряжение при кручении.
dв ≥ ≥ 27,85 мм,
Принимаем ближайшее большее целое число: dв = 28
Длина ступицы шкива
Lст = (1,5ч2,0)dв,
Lст = (1,5ч2,0)·28 = 42ч56мм.
принимаем Lст = 45мм.
Должно соблюдаться условие Lст ≤ В.
< 120, условие соблюдается.
Диаметр ступицы шкива
Dст = (1.7ч2.0)dв,
Dст = (1.7ч2.0)·28 = 47.6ч56мм.
принимаем Dст =50мм.
Толщина диска
с = (0,2ч0,3)В ,
с = (0,2ч0,3)·120 = 24ч36мм.
принимаем с = 30мм.
Размеры фасок принимаем в зависимости от диаметра вала dв
n = 2 ; 2,5 , [2, т.12].
Диаметр впадин канавок ремня
D = dp - 2h, мм,
D = 151,6-2·10,8 = 130мм.
Толщина обода δ, [2, т.11].
принимаем δ = 8мм.
Диаметр расположения облегчающих отверстий
D0 = ,
D0 = = 82мм,
принимаем D0 = 82мм,
Диаметр облегчающих отверстий d0
d0 = ,
d0 = = 16мм,
принимаем d0 = 16мм.
Количество облегчающих отверстий принимают конструктивно
i = 4.
. Расчет зубчатой конической передачи
Мощность на валу шестерни Р₂=10,426кВт;
Угловая частота вращения шестерни ω₂=31,403с⁻1;
Число оборотов шестерни n₂=300,03об/мин;
Вращающий момент вала шестерни Т₂=332Н·м;
Мощность на валу ведомого колеса Р₃=9,934кВт;
Угловая частота вращения ведомого колеса ω₃=12,561с-1;
Число оборотов ведомого колеса n₃=120,012об/мин;
Вращающий момент вала ведомого колеса Т₃=790,86Н·м;
Передаточное число зубчатой конической передачи uк=2,5.
Расчет передачи
. Назначаем материал зубчатых колес.
для шестерни - сталь 40Х, улучшение, твердостью 270 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение [σк]1=555МПа, допускаемое напряжение при изгибе [σu]1=235МПа, [3, т.1].
для колеса - сталь 40Х, нормализация, твердостью 235 НВ, для которой [σк]2=540МПа, [σu]2=225МПа, [3, т.1].
Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в прямозубой передаче [σк]=[σк]2=540МПа.
. Внешний делительный диаметр большего (ведомого) конического колеса
de2 =99· , мм,
где Т₃, Н·мм,
, МПа.
кβ - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба принимают в зависимости от коэффициента
ψbd= ,
где ψba- коэффициент ширины венца зубчатых колес, назначаем ψba=0,5 , [3, т.2].
ψbd=
Принимаем кβ =1,03, [3, т.3].
de2 =99· = 145,49мм.
3. Назначаем число зубьев шестерни z₁=30 .
. Число зубьев колеса z₂=z₁·uк ,
z₂=30·2,5=75 .
5. Внешний окружной модуль зацепления колес
m= de2/z₂ , мм,
m= 145,49/75=1,94мм,
Принимаем по ГОСТу m=5мм, [3, т.5].
6. Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса и округляем его по ГОСТу
de2 =m· z₂ , мм,
de2 =5·75=375мм,
Принимаем ближайшее значение по ГОСТу de2 =355мм, [3, т.4].
. Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи.
Конусное расстояние
R=, мм,
R= = 202мм.
Длина зуба (ширина зубчатого венца) для шестерни и колеса
b=0,3·R, мм,
b=0,3·202=60,6мм
по ГОСТу принимаем b=55мм, в зависимости от диаметра de2 и передаточного числа uк, [3, т.10].
Внешний делительный диметр шестерни
de1 =m· z₁ , мм,
de1 =5·30=150мм.
Углы при вершинах начальных конусов δ, для шестерни угол δ₁ находят из условия
ctg δ₁=uк, отсюда δ₁=21,48’град;
для колеса δ₂=90⁰-δ₁ , δ₂=90⁰-21,48’=68,12’град.
Средние делительные диаметры шестерни
для шестерни d1=2·(R-0,5b)·sin δ₁, мм,
d1=2·(202-0,5·55)·sin 21,48’=129,47мм.
для колеса d₂=2·(R-0,5b)·sin δ₂, мм,
d₂=2·(202-0,5·55)·sin 68,12’=323,87мм.
Диаметры выступов зубьев
для шестерни da1 =de1+2·m·cos δ₁, мм,
da1 =150+2·5·cos 21,48’=159,28мм.
для колеса da2 =de2+2·m·cos δ₂, мм,
da2 =355+2·5·cos 68,12’=358,7мм.
Диаметры впадин зубьев
для шестерни df1 =de1-2,5m·cos δ₁, мм,
df1 =150-2,5·5·cos 21,48’=138,45мм.
для колеса df2 =de2-2,5m·cos δ₂, мм,
df2 =355-2,5·5·cos 68,12’=350,37мм.
8. Средняя окружная скорость
ν=π·d1·n₂/60 , м/с,
где d1, м;
n₁, об/мин.
ν=3,14·129,47·10⁻і·300,03/60=2,032м/с.
. Степень точности передачи
Принимаем степень точности передачи S в зависимости от окружной скорости ν
S=9 , [3, т.6].
10. Проверочный расчет передачи на контактную прочность
σк=487· ≤[σк], МПа,
где Т₃, Н·мм;
d₂, b, мм.
σк=487· =281,12≤540МПа.
. Эквивалентное число зубьев
для шестерни zν1=z1/cosδ₁,
zν1=30/cos21,48’=32,32;
для колеса zν2=z2/cosδ₂,
zν2=75/cos 68,12’=201,61.
. Коэффициент формы зуба
для шестерни Yf1=3,8;
для колеса Yf2=3,6 , [3, т.9].
. Находим отношения
для шестерни [σu]1/Yf1=235/3,8=61,84 ,
для колеса [σu]2/Yf2=225/3,6=62,5
. Проверочный расчет на изгиб
σu= ≤ [σu]₁,
где Yβ - коэффициент наклона зуба,
для прямозубых колес Yβ =1;
ка - коэффициент нагрузки между зубьями,
для прямозубых колес ка =1;
Т₂, Н·мм;
b, мм;
m, мм.
σu= =59,68≤235МПа.
15. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса
Толщина зубчатого венца
δ=(2,5ч4)·m ,
δ=(2,5ч4)·5=12,5ч20мм, принимаем δ=16мм.
Толщина диска
с=(0,2ч0,3)·b ,
с=(0,2ч0,3)·55=11ч16,5мм, принимаем с=14мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом
dв≥ , мм,
где Т₃, Н·мм;
[τк]=25МПа-допускаемое напряжение при кручение.
dв≥ ≥54,08 мм,
Принимаем ближайшее большее целое значение: dв=55.
Диаметр ступицы колеса
dст=1,6·dв мм,
dст=1,6·55=88мм.
Длина ступицы колеса
Lст=b₂+10, мм,
Lст=55+10=65мм.
Размер фаски под вал
n=3мм, [3, т.8].
Диаметр расположения облегчающих отверстий
D0=0,5·(df2 -4δ+dст), мм,
D0=0,5·(350,37 -4·16+88)=187,18мм, принимаем D0=187мм.
Диаметр облегчающий отверстий
d0=(D0-dст)/4, мм,
d0=(187-88)/4=24,75мм, принимаем d0=25мм.
Количество облегчающих отверстий i=4.
. Расчет соединений деталей механизмов
1. Расчет призматической шпонки со скругленными торцами для клиноременной передачи
Исходные данные:
dв = 28мм - диаметр вала;
b = 8мм - ширина шпонки, [1, т.4,1];
h = 7 мм - высота шпонки, [1, т.4,1];
t₁ = 4,0мм - глубина паза вала, [1, т.4,1];
t₂ = 3,3мм - глубина паза втулки, [1, т.4,1].
Радиус закруглений:
r = ,
r = = 4мм.
Рабочая длина шпонки:
lр = l - b, мм,
l = Lст - 10, мм,
где l - длина шпонки,
l = 45 - 10 =35мм,
Принимаем по ГОСТу l = 36мм, [1, т.4,1].
lр = 35 - 8 = 27мм,
Рассчитываем шпонку на смятие боковых граней:
σсм = ≤ [σсм], МПа
где σсм - напряжение при смятии
Fсм - сила приложенная на смятие
Aсм - площадь поперечного сечения при смятии
[σсм] - допускаемое напряжение при смятии
принимаем [σсм] = 60ч100МПа.
Сила приложенная на смятие:
Fсм = , Н,
Fсм = = 7715Н.
Площадь поперечного сечения при смятии:
Асм = lр(h - t₁), мм2,
Асм = 27(7 - 4) = 81мм2.
σсм = = 95,2МПа,
Условие прочности на смятие выполняется:
σсм = 95,2МПа < 100МПа.
Вывод: условие прочности выполняется, следовательно, шпонка рассчитана правильно.
2. Расчет шлицевого прямобочного соединения зубчатой конической передачи
Исходные данные:
dв = 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 = = 4мм.
Радиус закруглений:
r = 0,5 мм, [1, т.4,3];
Рабочая длина шлица:
lр = Lст=65мм,
где Lст - длина ступицы детали,
Рассчитываем шлицы на смятие:
σсм = ≤ [σсм], МПа
где σсм - напряжение при смятии
Fсм - сила приложенная на смятие
Aсм - площадь поперечного сечения при смятии
[σсм] - допускаемое напряжение при смятии принимаем [σсм] = 80МПа.
Сила приложенная на смятие:
Fсм = , Н,
dср = , мм,
dср = = 50мм.
Fсм = = 31634,4Н.
Площадь поперечного сечения при смятии:
Асм = φ·h·lр·z, мм2,
φ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по шлицам,
φ = 0,7 ч 0,8
принимаем φ = 0,7
Асм = 0,7·4·65·8 = 1456мм2.
σсм = = 21,72МПа,
Условие прочности на смятие выполняется:
σсм = 21,72МПа < 80МПа.
Вывод: условие прочности выполняется, следовательно, шлицы рассчитаны правильно.
Список литературы
1. Кузьмин А.В. и др., Расчеты деталей машин,/ А.В. Кузьмин - Минск: Высшая школа, 1986, - 400 с.
. 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.