КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ — КиберПедия 

Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого...

Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰)...

КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ



СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ

1 Кинематика и энергетика приводной станции

2 Расчет цепной передачи

3 Расчет цилиндрических передач

3.1 Расчет тихоходной ступени

3.2 Расчет быстроходной ступени

4 Расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Расчет входного вала

4.2 Расчет промежуточного вала

4.3 Расчет выходного вала

4.4 Выбор подшипников

5 Расчет шпонок

6 Подбор муфты

7 Определение размеров корпусных деталей, кожухов и рамы

8 Выбор системы смазки, смазочных материалов и уплотнений

9 Описание сборки основных узлов привода

Литература


ВВЕДЕНИЕ

 

Проектирование любой машины—сложная конструкторская задача, решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определенных свойств, характеризующих возможность снижения затрат материалов, энергии и труда на разработку и изготовление, ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчета, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на ее создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчета деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов : механики, теории механизмов и машин, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и др.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через многовариантность решения до претворения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение.

Курсовой проект по основам конструирования машин – это технический документ, состоящий из расчетно-пояснительной записки и графического материала, в которых с необходимой полнотой приведены, в соответствии с заданием на проектирование, расчеты, схемы и чертежи.



 


КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

 

Определяем потребную мощность двигателя и диапазон частоты его вращения:


Pэ= Ртобщ

 

зобщ= зцил зцил зм зц=0,99х0,97х0,97х0,92=0,86

Pэ=6.8/0,86=7.93 кВт

Uобщmin/max=(14,8…75)

Общее передаточное число привода

Uобщ.=Uцил.* Uцил* Uцеп.=3.55*3.15*1.7=19.01

Принимаем электродвигатель серии М160S6У3

Nэ=970мин-1, dэ=42 мм

Принимаем Uред>8, тогда

Uобщ.= Nэ/ Nт=970/50=19,4

Uт=2,8

Uб=3,55

Частоты вращения на валах:

N1= Nэ =970мин-1

N2= N1 / Uб=273,2 мин-1

N3= N2/ Uт=98 мин-1

Nt=49 мин-1

Мощности на валах:

P1=Pт/зцеп=7,39 кВт

P2= P1/зцеп зцил =7,62 кВт

P3=P2/зцеп зцил зцил =7,62 кВт

Рэл= P3/ зцеп зцил зцил змуф = 8,01кВт


РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

[Pц]=29 МПа; n1=98 мин-1

Определяем коэффициент эксплуатации передачи

 

Kэ=Kрр Kрег K0 Kс=1,2х1.25х1х1,5=2.25

Назначаем числа зубьев звездочек

z1=29-2u=29-2x2,18=25

z2=z1u=25x2 =50

Определяем шаг цепи из условия износостойкости шарниров и допускаемой частоты вращения звездочки, варьируя числом рядов цепи m

15x103/n1>=Pt>=69,4(P1Kэ/z1mn1[Pц])1/3

153>=Pt>=42.7

Принимаем шаг цепи равным 44.45 мм.

Цепь ПР-44.45-17240 ;Bц=25.4 мм, dn=12.7 мм, dp=25.4 мм, разрушающая нагрузка да 17240Н, масса 1 кг цепи 7.5 кг

Межосевое расстояние:

a=(30-50)Pt=44.45*35=1555.75 мм

Число звеньев цепи:

 

Zц=2a/Pt+(z1+z2)/2+(((z1+z2)/2п)))2/a)Pt=112

 

Делительные диаметры звездочек:

d1=Pt/sin(р/z1)=31,75/sin(р/25)=354 мм

d2=Pt/sin(р/z2)=31,75/sin(р/55)=708 мм

Наружные диаметры звездочек:

da1=Pt(0,7+ctg(р/z1)-0,31dp/Pt)=383 мм

da2=Pt(0,7+ctg(р/z2)-0,31dp/Pt)=737 мм

Выполняем проверочные расчеты цепи на износостойкость по удельному давлению в шарнирах Pц и долговечность по числу ударов в секунду ui

 

Pц=P1 Kэx6x104/ z1 Pt n1 Bц 28.39 МПа<[Pц]29 МПа

 

Ui=4z1n1/60zц=1.46 с-1<[ Ui]=13.05

Определяем нагрузку на вал в цепной передаче:

Fц=[ P1x6x104+(1..6)x9,8xaxqlx10-3]=4186 H


Расчет тихоходной ступени

 

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] H1= KуH HB1(NHlim/(60 N1Lh KУH))1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] H2= KуH HB2(NHlim/(60 N2Lh KУH))1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] H1=600 МПа



[у] H2=576 МПа

[у] H=588 Мпа

300 ≤ [у] F1= KуF HB1(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] F2= KуF HB2(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] F1=194 МПа

[у] F 2=234 МПа

шba=2,5/(u+1)=0,16

Из ряда стандартных значений принимаем шba=0,4.

Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:

aw=(u+1)cos2(в+Дв)(KHP2109/ шbaN2u2[у] H2)=225 мм

Принимаем в учебных целях aw=225 мм

Определяем ширину поля зацепления:

bw=( шbaaw+0,5)=37 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2aw cos(в+Дв))/20(u+1)=5,9 мм

Принимаем m=6 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z1=2aw cos(в+Дв)/m(u+1)=19,7 принимаем=20

z2= z1u=56

Определяем геометрические размеры колес:

Межосевое расстояние делительное:

a=m(z1+ z2)/ 2cosв=228 мм

Делительные диаметры:

d1=mz1=120 мм;

d2=mz2=336 мм

Внешние диаметры:

da1=mz1+ 2m(1+x)=136 мм;

da2=mz2+ 2m(1+x)=348 мм

Внутренние диаметры:

df1= da1-4,5m=109 мм;

df2= da2-4,5m=321 мм

Толщина зубьев на делительном цилиндре:

s1=m(0,5р+0,728x1)=9,4 мм;

s2= m(0,5р+0,728x2)=8,5 мм

Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:

v=р d1N2/60000=1,72 м/с;

Ft=P2/v=4296,5 H;

Fr=0,364Ft=1564 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

уH=1/awu(P2109KH(u+1)2 /bwd2)1/2=252 МПа;

уH=450(Ft KH(u+1)/ bwd2)1/2=246 МПа;

уF1=YFS1 Ft KH/bwm=83 МПа;

уF2=YFS2 Ft KH/bwm=102 МПа;

Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.

 

Расчет быстроходной ступени

 

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] H1= KуH HB1(NHlim/(60 N1Lh KУH))1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] H2= KуH HB2(NHlim/(60 N2Lh KУH))1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] H1=600 МПа

[у] H2=576 МПа

[у] H=588 Мпа

300 ≤ [у] F1= KуF HB1(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] F2= KуF HB2(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] F1=194 МПа

[у] F 2=234 МПа

Из ряда стандартных значений принимаем шba=0,2. в=5◦,Дв=1є

Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:

aw=(u+1)cos2(в+Дв)(KHP2109/ шbaN2u2[у] H2)=228 мм

Принимаем в учебных целях aw=120 мм

Определяем ширину поля зацепления:

bw=( шbaaw+0,5)=46 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2aw cos(в+Дв))/20(u+1)=5 мм

Принимаем m=1,25 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z1=2aw cos(в+Дв)/m(u+1)=20

z2= z1u=71

Уточняем угол наклона зубьев

вarccos(m(z1+z2)/2 aw ) =3.8°

Определяем геометрические размеры колес:

Межосевое расстояние делительное:

a=m(z1+ z2)/ 2cosв=228 мм

Делительные диаметры:

d1=mz1=100,2 мм;

d2=mz2=355,8мм

Внешние диаметры:

da1=mz1+ 2m(1+x)=110,2мм;

da2=mz2+ 2m(1+x)=365,8 мм

Внутренние диаметры:

df1= da1-4,5m=87,7 мм;

df2= da2-4,5m=343,3 мм

Толщина зубьев на делительном цилиндре:

s1=m(0,5р+0,728x1)=8,5 мм;

s2= m(0,5р+0,728x2)=7,2 мм

Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:

v=р d1N2/60000=5,1 м/с;

Ft=P2/v=1494 H;

Fr=0,364Ft=8188,1 H

Fa= Ft tgв=99,2 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

уH=cos2в/awu(P2109KH(u+1)2 /bwd2)1/2=208 МПа;

уH=450(Ft KH(u+1)/ bwd2)1/2=252 МПа;

уF1=YFS1 Ft KH/bwm=263 МПа;

уF2=YFS2 Ft KH/bwm=261,4 МПа;

Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.

 


Расчет входного вала

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

Cx=-Fa=-99.2 H

УMc=0:

УMB=0:

By=(l3 *-Ft)/ (74)=-747.05 H

cY=(-Ft*l3)/(l3+l2)=-747.05 H

Проверка:

CY- Ft+ By=-747.05+1494.1-747.05=0

Горизонтальная плоскость

УMc=0:

УMB=0

Bz=(-Mfa-Fr*L2)/74=-4094.12 H

CZ=(Mfa-Fr*l2)/(l2+l3)=-4093.98H

Проверка

CZ +Bz+Fr=-4094.12-4093.98+8188.1=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 30 мм.

 

Расчет промежуточного вала

 

BX=-Fa=-99.2 H

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

УMc=0:

УMB=0:

By=(-Ft1 (l2+l3)-Ft2 *l3)/(l1+l2+l3)=-2200.4 H

CY=(-FT1*l1-Ft2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3590.2 H

Проверка

CY +By+ Ft1 +Ft2=-3590.2-2200.4+1494.1+4296.5=0

Горизонтальная плоскость

УMc=0:

УMB=0:

Bz=(-Mfa1-Fr1*(l2+l3) –Fr2*l3)/(l1+l2+l3)=-6746.6 H

Cz=(Mfa1-Fr1*l1–Fr2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3005.5 H

Проверка

Cz+ Bz +Fr1 +Fr2=-3005.5-6746.6+8188.1+1564=0

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 45 мм

Диаметр вала под колесом принимаем равным 50 мм.

 

Расчет выходного вала

 

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

УMB=0:

УMc=0:

BY=Fy*l3-Ft*l2/84=-917.75 H

CY= Ft*l1-Fy*(l1+l2+l3)/84=-6338.75 H

Проверка

BY +CY +Ft=-917.75-6338.75+4296.5=0 H

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:

Диаметр вала под подшипником принимаем равным 60 мм

Выбор подшипников

 

Назначаем для опор валов подшипники средней серии и номер по диаметру вала и соотношению осевой и радиальной нагрузок.

Входной вал:

BX/(BY2+Bz2)1/2=0,41>0,35

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 206

Lh=(106/60n)(0,6C/(XFR+YFA))= 1,6x105час

FR=( BY2+Bz2)1/2=599,57 H

FA=BX+0,83e FR=415,81 H

Промежуточный вал:

BX/(BY2+Bz2)1/2=0,05 <0,35

Выбираем шариковый однорядный подшипник 209

Lh=(106/60n)(0,6C/(XFR+YFA))= 10435 час

FR=( BY2+Bz2)1/2=709,99 H

FA=BX =99.2 H

Выходной вал:

BX/(BY2+Bz2)1/2=0<0,35

РАСЧЕТ ШПОНОК

 

Под полумуфту:

b=8 мм, h=7 мм, t1=4 мм, t2= 3,3 мм, l=45 мм

Проверка на смятие:

усм=2T/dlp(h-t1)=2x17,9/26x37x3=12,4 МПа<[ усм]

Проверка на срез:

ф ср=2T/blpd=2x17900/37x8x26=4,7 МПа<[ ф ср ]

Под ступицы колес:

b=14 мм, h= 9 мм, t1=5,5мм, t2= 3,8 мм, l=63 мм

Проверка на смятие:

усм=2T/dlp(h-t1)=2x75900/50x49x3,5=17,7МПа<[ усм]

Проверка на срез:

ф ср=2T/blpd=2x75900/14x49x50=4,4МПа<[ ф ср ]

Под звездочку:

b=12 мм, h=8 мм, t1=5 мм, t2= 3,3 мм, l=56 мм

Проверка на смятие:

усм=2T/dlp(h-t1)=2x250000/40x44x3=94МПа<[ усм]

Проверка на срез:

ф ср=2T/blpd=2x250000/12x44x40=23,6 МПа<[ ф ср ]

 


ПОДБОР МУФТЫ

Для соединения входного вала с валом двигателя выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). По расчётному диаметру вала и крутящему моменту принимаем по ГОСТ 21424-75 муфту с условным обозначением: МУФТА 125-28-1 (диаметр вала d=42 мм, исполнение 1).

Выписываем данные муфты: диаметр пальца под втулкой d0=14; длина резиновой втулки lо=100 мм; длина распорной втулки s=4 мм. Число пальцев z=6.

Упругие элементы муфты проверяют на смятие:

 

sсм= £[sсм]

 

Передаваемый крутящий момент ТН=17,9 Н×м. Принимаем допускаемое напряжение [sсм]=2 МПа . Коэффициент режима работы принимаем k=2.

sсм=2×2×17900/14×22×6×86=0,45 МПа<[sсм]


ЛИТЕРАТУРА

 

1.Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. В 2-х частях. А.В.Кузьмин и др.-Мн.: Выш. Школа, 1982.-208 с.

2. Детали машин. Проектирование: Учеб пособие /Л.В.Курмаз, А.Т. Скойбеда.-Мн.: УП “Технопринт”, 2001.-290 с.

3.Иванов М.Н. Детали машин.—М.: Высш. Школа, 1976

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ

1 Кинематика и энергетика приводной станции

2 Расчет цепной передачи

3 Расчет цилиндрических передач

3.1 Расчет тихоходной ступени

3.2 Расчет быстроходной ступени

4 Расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Расчет входного вала

4.2 Расчет промежуточного вала

4.3 Расчет выходного вала

4.4 Выбор подшипников

5 Расчет шпонок

6 Подбор муфты

7 Определение размеров корпусных деталей, кожухов и рамы

8 Выбор системы смазки, смазочных материалов и уплотнений

9 Описание сборки основных узлов привода

Литература


ВВЕДЕНИЕ

 

Проектирование любой машины—сложная конструкторская задача, решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определенных свойств, характеризующих возможность снижения затрат материалов, энергии и труда на разработку и изготовление, ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчета, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на ее создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой студента, охватывающей вопросы расчета деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов : механики, теории механизмов и машин, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и др.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через многовариантность решения до претворения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение.

Курсовой проект по основам конструирования машин – это технический документ, состоящий из расчетно-пояснительной записки и графического материала, в которых с необходимой полнотой приведены, в соответствии с заданием на проектирование, расчеты, схемы и чертежи.

 


КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

 

Определяем потребную мощность двигателя и диапазон частоты его вращения:


Pэ= Ртобщ

 

зобщ= зцил зцил зм зц=0,99х0,97х0,97х0,92=0,86

Pэ=6.8/0,86=7.93 кВт

Uобщmin/max=(14,8…75)

Общее передаточное число привода

Uобщ.=Uцил.* Uцил* Uцеп.=3.55*3.15*1.7=19.01






Опора деревянной одностоечной и способы укрепление угловых опор: Опоры ВЛ - конструкции, предназначен­ные для поддерживания проводов на необходимой высоте над землей, водой...

Папиллярные узоры пальцев рук - маркер спортивных способностей: дерматоглифические признаки формируются на 3-5 месяце беременности, не изменяются в течение жизни...

Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого...

Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...





© cyberpedia.su 2017-2020 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав

0.03 с.