Расчет привода технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу - Курсовая работа

Зубчатые цилиндрические передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых параллельны. Зубчатые цилиндрические передачи бывают прямозубые (зубья нарезаны параллельно оси вала), косозубые (зубья нарезаны под углом 10…15 градусов относительно оси вала). Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических приводов.

Критериями, определяющими 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 цилиндрические передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых параллельны. Зубчатые цилиндрические передачи бывают прямозубые (зубья нарезаны параллельно оси вала), косозубые (зубья нарезаны под углом 10…15 градусов относительно оси вала).

Основные достоинствами зубчатых передач следующие: высокий КПД, компактность, надежность, простота эксплуатации, постоянство передаточного числа, большой диапазон передаваемых мощностей (от тысячи долей до десятков тысяч киловатт).

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

Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических приводов. Кроме того муфты могут использоваться для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе, предохранения машины от перегрузки, компенсации вредного влияния несосности валов, уменьшения динамических нагрузок.

Муфты могут быть следующих видов: глухие, компенсирующие, жесткие упругие, управляемые, комбинированные.

1. Кинематический расчет привода

Требуемая мощность электродвигателя где - общий коэффициент полезного действия

- КПД зубчатой косоозубой цилиндрической закрытой передачи (быстроходная ступень); [1, т.5.4];

- КПД зубчатой косозубой цилиндрической закрытой передачи (тихоходная ступень); ;[1, т.5.4];

- подшипники; ;[1, т.5.4];

2. Выбор электродвигателя по ГОСТУ

мощность двигателя

Типоразмер двигателя: 4А100L6[1, т. 5.1, 5.3]

Скольжение: S=5,1%

Синхронная частота вращения: nc=1000 об/мин.

Мощность на каждом валу привода

Для ведущего вала привода

Для промежуточного вала привода

*

КВТ

Мощность на ведомом валу привода (уточненное значение)

P3=P2*

3. Передаточные числа привода

Общее передаточное отношение

Где - угловая частота вращения ведущего вала привода где - число оборотов ведущего вала привода об/мин где S - скольжение.

рад/с

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода где - передаточное число зубчатой косоозубой цилиндрической закрытой передачи (быстроходная ступень);

- передаточное число зубчатой косозубой цилиндрической закрытой передачи (тихоходная ступень);

; ; [1, т. 5.6]

4. Угловая частота вращения каждого вала привода

Для ведущего вала привода рад/с

Для промежуточного вала привода рад/с

Для ведомого вала привода (уточненное значение) рад/с

5. Частота вращения каждого вала привода

Для ведущего вала об/мин

Для промежуточного вала привода об/мин

Для ведомого вала привода об/мин

Вращающие моменты на каждом валу привода

Н*м

Для промежуточного вала привода

Н*м

Для ведомого вала привода

Н*м. Расчет зубчатой косозубой цилиндрической закрытой передачи(быстроходная ступень)

Мощность по валу шестерни: Угловая частота вращения шестерни: рад/с

Число оборотов шестерни: об/мин

Вращающий момент вала шестерни: Н*м

Мощность на валу ведомого колеса: КВТ

Угловая частота вращения ведомого колеса: рад/с

Число оборотов ведомого вала колеса: об/мин

Вращающий момент на валу ведомого колеса: Н*м

Передаточное число зубчатой цилиндрической передачи: 1. Назначаем материал зубчатых колес

Для шестерни - сталь 40ХН улучшение, твердостью 295 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение МПА, допускаемое напряжение на изгибе МПА. [2, т.1]

Для колеса - сталь 40ХН , твердостью 250 НВ, для которой МПА, МПА. [2, т.1]

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в косозубой передачи МПА.

Межосевое расстояние

,мм где Н*мм;

МПА;

Для косозубой передачи

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса, ; [2, т.2]

- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента

; [2, т.3] мм

Полученное значение округлим по ГОСТУ: а=90мм[2, т.4]

Модуль зацепления передачи m=(0,01…0,02)*а, мм

90*0,01=0,9 мм

90*0,02=1,8 мм

Полученное значение округлим по ГОСТУ: m=1,5мм; [2, т.5]

Число зубьев шестерни (рекомендуемые значения Z1=17?35)

Число зубьев колеса

Назначаем угол наклона зуба

Для косозубых передач cos

Принимаем Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

Для шестерни

Для колеса

Диаметр выступов зубьев

Для шестерни

Для колеса

Диаметр впадин зубьев

Для шестерни

Для колеса

Ширина венца зубчатых колес

Для колеса

Для шестерни

Окружная скорость передачи м/с где

,об/мин

2. Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи

S=9; [2, т.6]

3. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

,МПА где , Н*мм

, , мм

- коэффициент, учитывающий распределение и нагрузки между зубьями

- коэффициент учитывающий механические свойство зубчатых колес

МПА

- условие прочности выполняется

Эквивалентное число зубьев

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент формы зуба

Для шестерни [2, т.9]

Для колеса ; [2, т.9]

Находим отношения

Для шестерни /4,09=66,05

Для колеса

Проверочный расчет на изгиб где - коэффициент наклона зуба, , Н*мм

, мм

, мм

МПА

Условие прочности на изгиб выполняется:

Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

Толщина диска

Диаметр вала под зубчатым колесом

, мм где , Н*мм

=25 МПА - допустимое значение при кручении

, мм

Принимаем =28 мм

Диаметр ступицы колеса

Длина ступицы колеса

Размер фаски под вал n=2[2, т.8]

Размер фаски колеса (принимаем кратным 5).

Диаметр расположения облегчающих отверстий мм

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий i=6 примем конструктивно.

7. Расчет зубчатой косозубой цилиндрической закрытой передачи(тихоходная ступень)

Мощность по валу шестерни: Угловая частота вращения шестерни: рад/с

Число оборотов шестерни: об/мин

Вращающий момент вала шестерни: Н*м

Мощность на валу ведомого колеса: КВТ

Угловая частота вращения ведомого колеса: рад/с

Число оборотов ведомого вала колеса: об/мин

Вращающий момент на валу ведомого колеса: Н*м

Передаточное число зубчатой цилиндрической передачи: Назначаем материал зубчатых колес

Для шестерни - сталь 40ХН , твердостью 295 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение МПА, допускаемое напряжение на изгибе МПА. [2, т.1]

Для колеса - сталь 40ХН, твердостью 250 НВ, для которой МПА, МПА. [2, т.1]

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес: в косозубой передачи МПА.

1. Межосевое расстояние

,мм где Н*мм; МПА;

Для косозубой передачи

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса, ; [2, т.2]

- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента

; [2, т.3] мм

Полученное значение округлим по ГОСТУ: а=140мм[2, т.4]

Модуль зацепления передачи m=(0,01…0,02)*а, мм

140*0,01=1,4 мм

140*0,02=2,8 мм

Принимаем модуль зацепления по ГОСТУ: m=2 мм; [2, т.5]

Число зубьев шестерни (рекомендуемые значения Z1=17?35)

Число зубьев колеса зубчатый передача редуктор привод

Назначаем угол наклона зуба

Для косозубых передач

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

Для шестерни

Для колеса

Диаметр выступов зубьев

Для шестерни

Для колеса

Диаметр впадин зубьев

Для шестерни

Для колеса

Ширина венца зубчатых колес

Для колеса

Для шестерни

2. Окружная скорость передачи м/с где

,об/мин

3. Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи

S=9; [2, т.6]

4. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

,МПА где , Н*мм

, , мм

- коэффициент, учитывающий распределение и нагрузки между зубьями

- коэффициент учитывающий механические свойство зубчатых колес

МПА

- условие прочности выполняется

Эквивалентное число зубьев

Для шестерни

Для колеса

5. Коэффициент формы зуба

Для шестерни [2, т.9]

Для колеса [2, т.9]

Находим отношения

Для шестерни 69,231

Для колеса

Проверочный расчет на изгиб где - коэффициент наклона зуба, , Н*мм

, мм

, мм

МПА

Условие прочности на изгиб выполняется:

Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

Толщина диска

Диаметр вала под зубчатым колесом

, мм где , Н*мм

=25 МПА - допустимое значение при кручении мм

Принимаем =47 мм

Диаметр ступицы колеса

Длина ступицы колеса

Принимаем Lct=100мм.

Размер фаски под вал n=2,5; [2, т.8]

Размер фаски колеса (принимаем кратным 5)

Диаметр расположения облегчающих отверстий мм

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий i=6 примем конструктивно.

8. Расчет призматических шпонок со скругленными торцами

Расчет шпонок для цилиндрической косозубой передачи(быстроходная ступень)

Исходные данные: DB=28 мм - диаметр вала b=8 мм - ширина шпонки [1, т.4.1] h=7 мм - высота шпонки [1, т.4.1] t1=4,0 мм - глубина паза вала [1, т.4.1] t2=3,3 мм - глубина паза втулки [1, т.4.1]

Радиус закруглений:

Рабочая длина шпонки:

где , мм

Принимаем по ГОСТУ [1, т.4.1]

Стандартную шпонку рассчитывают на смятие боковых граней:

где

- допускаемое напряжение при смятии принимаем

Сила приложения на смятие:

где Т2 - вращательный момент ведомого вала привода

Площадь поперечного сечения при смятии:

Условие прочности на смятие выполняется:

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

Расчет шпонок для цилиндрической косоозубой передачи(тихоходная ступень)

Исходные данные: DB=47 мм - диаметр вала b=14 мм - ширина шпонки [1, т.4.1] h=9 мм - высота шпонки [1, т.4.1] t1=5,5 мм - глубина паза вала [1, т.4.1] t2=3,8 мм - глубина паза втулки [1, т.4.1]

Радиус закруглений:

Рабочая длина шпонки:

где , мм

Принимаем по ГОСТУ [1, т.4.1]

Стандартную шпонку рассчитывают на смятие боковых граней:

где

- допускаемое напряжение при смятии принимаем

Сила приложения на смятие:

где Т3 - вращательный момент ведомого вала привода

Площадь поперечного сечения при смятии:

Условие прочности на смятие выполняется:

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

1. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. расчет деталей машин: Справ.пособие. - 3-е изд., перераб.и доп. - Мн.: Выш.шк., 1986. - 400 с.: ил.

2. Козлова С.Н. Расчет цилиндрической зубчатой передачи - Саратов: СГТУ, 2007.-12с.

3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козницев Б.С. - Расчеты деталей машин: Справ. пособие - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Высш. шк., 1986. - 400 с.: ил.

Размещено на .ru