Расчёт привода технической системы. Кинематический расчет привода с выбором электродвигателя по ГОСТ. Конструктивные размеры ведущего шкива

Министерство образования РФ

Саратовский государственный технический университет

Балаковский институт техники, технологии и управления

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по   дисциплине

Технические средства автоматики и управления

РАСЧЁТ ПРИВОДА ТЕХНИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ

Выполнил  

ст. гр.  УИТ-33

                                                                                                              

Принял                          

                                                                              ___________

                                                                              «____» _____________2005г.

2005

Содержание

1. Кинематический расчет привода с выбором электродвигателя по ГОСТ             4

2. Выбор муфты по ГОСТ и расчет на прочность                                                        6

3. Расчет клиноременной передачи                                                                               7

4. Расчёт зубчатых колес редуктора                                                                             9

5. Конструктивные размеры ведущего шкива                                                            11

6. Конструктивные размеры ведомого колеса                                                            12

7. Список используемой литературы                                                                           13                                                                           

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ № 78:

Задание: Рассчитать привод, коническую зубчатую открытую передачу, втулочную муфту, шлицевое соединение колеса с валом.

Данные:

P₃=9 кВт,

w₃=2π рад/с = 6,28 рад/с.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА С ВЫБОРОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПО ГОСТ

2.1 Определим требуемую мощность электродвигателя:

 , где  - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

=6,8 кВт - мощность на 4-ом валу привода;

- КПД всех передаточных механизмов, входящих в привод.

Найдем общий КПД по формуле:

где =0,94…0,97 – КПД клиноременной передачи;

=0,96…0,98 – КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи;

=0,99…0,995 – КПД двух подшипников качения,

[1, т.5.4];

.

Тогда требуемая мощность электродвигателя:      

 кВт. 

2.2 По требуемой мощности подбираем по ГОСТ электродвигатель так, чтобы выполнялось условие: Р_дв³Р_тр, где  =9,9 кВт - требуемая мощность электродвигателя;

- мощность двигателя, кВт.

Тогда Рдв=11 кВт – мощность двигателя;   

4А160S6 – тип двигателя;

 об/мин - число оборотов двигателя,

S    = 2,7 %

= 42 мм- диаметр вала двигателя

Принимаем: =11 кВт – мощность на ведущем валу привода.

2.3 Рассчитаем мощность на каждом валу привода:

Мощность для ведущего вала привода: =11 кВт;

Мощность для второго привода: ,

кВт.

Мощность для ведомого вала привода:,

 кВт.

2.4 Передаточные числа привода:

 - общее передаточное число;

 - угловая скорость вращения ведущего вала привода, рад/с;

об/м

;

Тогда       

Разобьём передаточное отношение по ступеням привода:

где =2,89 - передаточное отношение клиноременной передачи,

=5,6 - передаточное отношение цилиндрической закрытой передачи

2.5 Определим угловые скорости и частота вращения каждого вала привода:

Для ведущего вала привода: угловая скорость:

число оборотов:

Для второго вала привода:

угловая скорость: , где  - угловая скорость на первом валу;

=2,89 – передаточное отношение клиноременной передачи.

;

число оборотов: , где - число оборотов на первом валу;

=2,89 – передаточное отношение клиноременной передачи.

Для ведомого вала привода:

угловая скорость:  , где  рад/с - угловая скорость на втором валу;

=5,6 - передаточное отношение цилиндрической закрытой передачи.

;

число оборотов:  , где об/мин - число оборотов на втором валу;

=5,6 - передаточное отношение цилиндрической закрытой передачи.

.

Рассчитаем крутящий момент на каждом валу привода:

Для ведущего вала , где =11 кВт –мощность на первом валу; 

рад/с - угловая скорость на первом валу.         

Н·м.

Для второго вала , где  кВт - мощность на втором валу;

 рад/с - угловая скорость на втором валу.

Н·м.

Для ведомого вала  , где кВт - мощность на третьем валу;

- угловая скорость на третьем валу, рад/с.

Н·м.

2ВЫБОР МУФТЫ ПО ГОСТ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

3.1 Подбор муфты.

Муфты подбирают по ГОСТ по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.

Определим расчётный крутящий момент по формуле:

, где =1,3 - коэффициент режима работы цепного конвейера,

=108 – крутящий момент на первом валу;

.

По расчетному крутящему моменту и диаметру вала двигателя подберем параметры втулочной муфты по ГОСТ:

 - диаметр муфты,

- длина муфты,

3.2  Рассчитаем на прочность муфту.

Втулочная муфта рассчитывается на прочность при кручении.

, где  - напряжение кручения,

 - расчётный крутящий момент, =140Н·м,

 - полярный момент сопротивления, ,

=25 МПа – допускаемое напряжение кручения.

 мм³.

(МПа) < 25 МПа.

Условие прочности выполняется.

3.3 Рассчитаем на прочность соединение муфты с валом.

Штифты проверяются на срез:

=80120 МПа.

 мм

 H

 мм

 МПа =80120 МПа.

Условие прочности выполняется.

3 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр= 11 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв = 973 об/мин; передаточное отношение

U₁ = 2,89; скольжение ремня е = 0,015.

1.  Вращающий момент Т₁=108 Нм

2.  Диаметр меньшего шкива

 

учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d₁= 140 мм.

3.Диаметр большего шкива

 

Принимаем d₂ = 400 мм         

4.Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала В будет

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=400мм.

5.Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале a_min = 0,55 (d₁ + d₂) + T0 = 0,55(140 + 400) + 10,5 =310  мм, где Т0 = 10,5 мм (высота сечений ремня табл.)

a_max = d₁ + d₂= 140+400=540 мм

Принимаем предварительно близкое значение a_p= 540 мм.

6.Расчетная длина ремня по формуле

Ближайшее значение по стандарту L=2000 мм.

7.Уточненное значение межосевого расстояния а_р  учетом стандартной длины ремня L а_р = 0,25 [(L-w) + =1380 мм где   w =0.5π(d₁+d₂)=0.5·3.14(140+400)=848 мм;    у =(d₂-d₁)2=(400-140)2=67.6·10³

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=20 мм  для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0.025L=50 мм для увеличения натяжения ремней.

8.Угол обхвата меньшего шкива

9.Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи: C_p=1.0.

10. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня: для сечения Б при длине L=2000 мм коэффициент C_l=0.98.

11.Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: С_α=0,97.

12.Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент С_z = 0,90.

13.Число ремней в передаче

14.     Натяжение ветви клинового ремня

 

15.     Давление на валы

F_в = 2F₀zsin = 2· 230·5=2300 Н.

16.     Ширина шкивов В_ш

В_ш = (z - 1)е + 2f= (6 - 1) 19 + 2·12,5 = 120 мм.

4 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбираем материалы для зубчатых колес. Для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230;   для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес указанных материалов

[σн] = 410 МПа.

Коэффициент ширины венца ψ_ba=0.25.

Мощность на валу барабана: Р₂=10,3 кВт

Вращающий момент вала: Т₂=292,44 Нм

Межосевое расстояние где Ка = 43 - для косозубых колес; u = 5,6

Ближайшее  значение  межосевого  расстояния  по  ГОСТ 2185-66 а_ω = 200 мм.

Нормальный модуль m_n = (0,010,02) а_ω = (0,01 0,02)200 = 4 = 2,85,6 мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3,5 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев β= 12°.

Число зубьев шестерни   

Принимаем z₁ = 17. Тогда z₂= z₁u = 17·5,6 = 95,20=95. Уточняем значение угла наклона зубьев:

β= 12°.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

Проверка:

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса

Ширина шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактные напряжения

, что менее [σ_H]=410 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки К_F=K_FβK_Fυ=1.31

K_Fβ=1.19

K_Fυ=1.1

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ;

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_F1=4,11 и Y_F2=3,60

Определим коэффициенты Y_β и K_Fα

, где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n=8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

Для шестерни =1,8·230= 415 МПа;

Для колеса   =1,8·200= 360 МПа.

Коэффициент безопасности [S_F]=[ S_F]`[ S<sub>F</sub>]``, где [ S<sub>F</sub>]`=1,75

[ S_F]``=1. Следовательно [S_F]=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колесаМПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Проверку на изгиб проводим для колеса:

МПа < 206 МПА.

Условие прочности выполнено.

5 ВЕДУЩИЙ ШКИВ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Конструктивные размеры ведущего шкива

Tp=14 мм

h=10.8 мм

h₀=4.2 мм

f=12.5 мм

e=19.0 мм

z=6

Рабочий диаметр шкива

мм

Ширина обода шкива

мм

Угол профиля канавок выбирают в зависимости от dp и от типа ремня