Расчет привода технической системы

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.

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.

Р_тр.= Р₃/ŋ_общ.,

где ŋ_общ. - общий коэффициент полезного действия.

ŋ_общ. = 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].

ŋ_общ. = 0,955·0,96·0,9925² = 0,903.

Р_тр. =  = 8,86кВт.

.        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.

Для ведущего вала привода Р₁ = Р_дв. = 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

U_общ. = ω_1/ω₃,

ω₁ - угловая частота вращения ведущего вала привода.

ω₁ = ,

n₁ - число оборотов ведущего вала привода,

n₁ = n_c·(1-S),₁ = 1000·(1-0,027) = 973об/мин,

где    S - скольжение.

ω₁ = =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.

.        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 u_p=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].

Ремень типа Б, [2, т.2].

.        Диаметр большого (ведомого) шкива

D₂ = D₁·u_p, мм,

D₂ = 160·3,243=518,88мм,

По ГОСТу принимаем D₂ = 500мм, [2, т.1].

.        Уточняем передаточное отношение_p = D₂/D₁ ( отклонение от заданного значения не должно превышать 5%)._p =  = 3,125мм, отклонение от заданного значения 3,5%.

.        Предварительно принимаем межцентровое расстояние

a_min = D₂ = 500мм.

.        Длина ремня

L = 2·a_min+·(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 ≥ a_min.

a =  = 449.77мм.

a < a_min, увеличим длину ремня.

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

a =  = 576,89мм.

a > a_min, условие выполняется.

9.      Скорость ремня

ν = , м/с,

где    D₁, м,

ω₁, с^-1,

ν =  = 8,147м/с,

10.    Окружное усилие

F_окр. = , Н,

где    Р₁, Вт,

ν, м/с.

F_окр. = = 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]·с_α·с_ν·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_α - коэффициент угла обхвата малого шкива,

с_α = 0,93 , [1, т.6];

с_ν - коэффициент скорости ремня,

с_ν = 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    F_окр., 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].

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 = 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 d_p и от типа ремня, [2, т.10].

α = 34⁰.

Диаметр вала под шкивом

d_в ≥  , мм,

где    Т₁, Н·мм,

[τ_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 = 45мм.

Должно соблюдаться условие L_ст ≤ В.

< 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 = 30мм.

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 = 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 u_к=2,5.

Расчет передачи

.        Назначаем материал зубчатых колес.

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

для колеса - сталь 40Х, нормализация, твердостью 235 НВ, для которой [σ_к]₂=540МПа, [σ_u]₂=225МПа, [3, т.1].

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

.        Внешний делительный диаметр большего (ведомого) конического колеса

d_e2 =99· , мм,

где    Т₃, Н·мм,

, МПа.

к_β - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба принимают в зависимости от коэффициента

ψ_bd= ,

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

ψ_bd=

Принимаем к_β =1,03, [3, т.3].

d_e2 =99· = 145,49мм.

3.      Назначаем число зубьев шестерни z₁=30 .

z₂=30·2,5=75 .

5.      Внешний окружной модуль зацепления колес

m= d_e2/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

d_e2 =m· z₂ , мм,

d_e2 =5·75=375мм,

Принимаем ближайшее значение по ГОСТу d_e2 =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 d_e2 и передаточного числа u_к, [3, т.10].

Внешний делительный диметр шестерни

d_e1 =m· z₁ , мм,

d_e1 =5·30=150мм.

Углы при вершинах начальных конусов δ, для шестерни угол δ₁ находят из условия

ctg δ₁=u_к, 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 d_a1 =d_e1+2·m·cos δ₁, мм,

            d_a1 =150+2·5·cos 21,48’=159,28мм.

            для колеса d_a2 =d_e2+2·m·cos δ₂, мм,

            d_a2 =355+2·5·cos 68,12’=358,7мм.

            Диаметры впадин зубьев

         для шестерни d_f1 =d_e1-2,5m·cos δ₁, мм,

         d_f1 =150-2,5·5·cos 21,48’=138,45мм.

         для колеса d_f2 =d_e2-2,5m·cos δ₂, мм,

         d_f2 =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

σ_к=487· ≤[σ_к], МПа,

где    Т₃, Н·мм;

         d₂, b, мм.

σ_к=487· =281,12≤540МПа.

.        Эквивалентное число зубьев

для шестерни z_ν1=z₁/cosδ₁,

z_ν1=30/cos21,48’=32,32;

для колеса z_ν2=z₂/cosδ₂,

z_ν2=75/cos 68,12’=201,61.

.        Коэффициент формы зуба

для шестерни Y_f1=3,8;

для колеса Y_f2=3,6 , [3, т.9].

.        Находим отношения

для шестерни [σ_u]₁/Y_f1=235/3,8=61,84 ,

для колеса [σ_u]₂/Y_f2=225/3,6=62,5

.        Проверочный расчет на изгиб

σ_u=  ≤ [σ_u]₁,

где    Y_β - коэффициент наклона зуба,

         для прямозубых колес Y_β =1;

         к_а - коэффициент нагрузки между зубьями,

         для прямозубых колес к_а =1;

         Т₂, Н·мм;

            b, мм;

σ_u=  =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

d_в≥ , мм,

где    Т₃, Н·мм;

[τ_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=b₂+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 -4δ+d_ст), мм,

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

Диаметр облегчающий отверстий

d₀=(D₀-d_ст)/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:

d_в = 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:

l_р = l - b, мм,

l = L_ст - 10, мм,

где    l - длина шпонки,

l = 45 - 10 =35мм,

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

l_р = 35 - 8 = 27мм,

Рассчитываем шпонку на смятие боковых граней:

σ_см =  ≤ [σ_см], МПа

где              σ_см - напряжение при смятии

F_см - сила приложенная на смятие

A_см - площадь поперечного сечения при смятии

[σ_см] - допускаемое напряжение при смятии

принимаем [σ_см] = 60ч100МПа.

Сила приложенная на смятие:

F_см =  , Н,

F_см =  = 7715Н.

Площадь поперечного сечения при смятии:

А_см = l_р(h - t₁), мм²,

А_см = 27(7 - 4) = 81мм².

σ_см =  = 95,2МПа,

Условие прочности на смятие выполняется:

σ_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 = 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:

l_р = L_ст=65мм,

где    L_ст - длина ступицы детали,

Рассчитываем шлицы на смятие:

σ_см =  ≤ [σ_см], МПа

где              σ_см - напряжение при смятии

F_см - сила приложенная на смятие

A_см - площадь поперечного сечения при смятии

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

Сила приложенная на смятие:

F_см =  , Н,

d_ср =  , мм,

d_ср =  = 50мм.

F_см =  = 31634,4Н.

Площадь поперечного сечения при смятии:

А_см = φ·h·l_р·z, мм²,

φ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по шлицам,

φ = 0,7 ч 0,8

принимаем φ = 0,7

А_см = 0,7·4·65·8 = 1456мм².

σ_см =  = 21,72МПа,

Условие прочности на смятие выполняется:

σ_см = 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.