У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

Расчет привода технической системы 001

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2015-07-05

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 5.4.2025

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:

P=8кВт;

Угловая частота вращения ведомого вала привода:

ω=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,

Р = 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 =  ,

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 ω=101,84с1;

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 ω=31,403с-1;

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

Вращающий момент вала ведомого шкива Т=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,

ω, с-1,

ν = = 8,147м/с,

10. Окружное усилие

Fокр. = , Н,

где  Р, Вт,

ν, м/с.

Fокр. = = 1350,19Н,

11. Допускаемое приведенное полезное напряжение

[k] = 1,88МПа, [2, т.4].

12. Угол обхвата малого шкива

α = 3,14- , рад,

α = 3,14-  = 2,55рад,

где α =  = 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  Т, 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 Р=10,426кВт;

Угловая частота вращения шестерни ω=31,403с1;

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 ω=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 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  Т, 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 z=30 .

. Число зубьев колеса z=z·uк ,

z=30·2,5=75 .

5. Внешний окружной модуль зацепления колес

m= de2/z , 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· z , 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· z , мм,

de1 =5·30=150мм.

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

ctg δ=uк, отсюда δ=21,48’град;

 для колеса δ=90 , δ=90-21,48’=68,12’град.

Средние делительные диаметры шестерни

для шестерни d1=2·(R-0,5b)·sin δ, мм,

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

для колеса d=2·(R-0,5b)·sin δ, мм,

 d=2·(202-0,5·55)·sin 68,12’=323,87мм.

Диаметры выступов зубьев

для шестерни da1 =de1+2·m·cos δ, мм,

 da1 =150+2·5·cos 21,48’=159,28мм.

 для колеса da2 =de2+2·m·cos δ, мм,

 da2 =355+2·5·cos 68,12’=358,7мм.

 Диаметры впадин зубьев

для шестерни df1 =de1-2,5m·cos δ, мм,

df1 =150-2,5·5·cos 21,48’=138,45мм.

для колеса df2 =de2-2,5m·cos δ, мм,

df2 =355-2,5·5·cos 68,12’=350,37мм.

8. Средняя окружная скорость

ν=π·d1·n/60 , м/с,

где  d1, м;

 n, об/мин.

ν=3,14·129,47·10і·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· ≤к], МПа,

где Т, Н·мм;

d, b, мм.

σк=487· =281,12≤540МПа.

. Эквивалентное число зубьев

для шестерни zν1=z1/cosδ,

zν1=30/cos21,48’=32,32;

для колеса zν2=z2/cosδ,

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=  ≤u],

где Yβ - коэффициент наклона зуба,

для прямозубых колес Yβ =1;

ка - коэффициент нагрузки между зубьями,

для прямозубых колес ка =1;

Т, 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 Т, 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=b+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];

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

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

Радиус закруглений:

r =  ,

r =  = 4мм.

Рабочая длина шпонки:

= l - b, мм,

l = Lст - 10, мм,

где l - длина шпонки,

l = 45 - 10 =35мм,

Принимаем по ГОСТу l = 36мм, [1, т.4,1].

= 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

см] - допускаемое напряжение при смятии

принимаем [σсм] = 60ч100МПа.


Сила приложенная на смятие:

Fсм =  , Н,

Fсм =  = 7715Н.

Площадь поперечного сечения при смятии:

Асм = (h - t), 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:

= 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

см] - 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··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.




1. вариант 1 Норма права содержит общеобязательное правило поведения установленное- А государством Б
2. ТЕМА- Заболевания крупных желёз
3. Да 16 Список Шиндлера17
4. моему такая погода и подталкивает людей на безумные поступки или наоборот заставляет слишком сильно задум
5. Разработка полуфабриката и полуфабриката высокой степени готовности из без дрожжевого теста «Маффин с горячим шоколадом» и расчёт пищевой ценности
6. Методика экономического обоснования капитальных вложений
7. Два поля ратной славы внеклассное мероприятие для учащихся 68х классов Работу выпол
8. Прогноз развития Российской экономики
9. Теоретические основы финансового менеджмента
10. Українська народна казка- жанрові різновиди й поетика Казка ~ епічний твір народної словесності в якому в