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:

P_э= Р_т/з_общ

 

з_общ= з_цил з_цил з_м з_ц=0,99х0,97х0,97х0,92=0,86

P_э=6.8/0,86=7.93 кВт

U_{общmin/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, d_э=42 мм

Принимаем U_ред>8, тогда

Uобщ.= Nэ/ Nт=970/50=19,4

U_т=2,8

U_б=3,55

Частоты вращения на валах:

N1= Nэ =970мин^-1

N2= N1 / U_б=273,2 мин^-1

N3= N2/ U_т=98 мин^-1

N_t=49 мин^-1

Мощности на валах:

P₁=P_т/зцеп=7,39 кВт

P₂= P_1/з_цеп з_цил =7,62 кВт

P₃=P_2/з_цеп з_цил з_цил =7,62 кВт

Р_эл= P_3/ з_цеп з_цил з_цил з_муф = 8,01кВт

РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

[P_ц]=29 МПа; n₁=98 мин^-1

Определяем коэффициент эксплуатации передачи

 

K_э=K_рр K_рег K₀ K_с=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>=P_t>=69,4(P₁K_э/z₁mn₁[P_ц])^1/3

153>=P_t>=42.7

Принимаем шаг цепи равным 44.45 мм.

Цепь ПР-44.45-17240;B_ц=25.4 мм, d_n=12.7 мм, d_p=25.4 мм, разрушающая нагрузка да 17240Н, масса 1 кг цепи 7.5 кг

Межосевое расстояние:

a=(30-50)P_t=44.45*35=1555.75 мм

Число звеньев цепи:

 

Z_ц=2a/P_t+(z₁+z₂)/2+(((z₁+z₂)/2п)))²/a)P_t=112

 

Делительные диаметры звездочек:

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

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

Наружные диаметры звездочек:

d_a1=P_t(0,7+ctg(р/z₁)-0,31d_p/P_t)=383 мм

d_a2=P_t(0,7+ctg(р/z₂)-0,31d_p/P_t)=737 мм

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

 

P_ц=P₁ K_эx6x10⁴/ z₁ P_t n₁ B_ц 28.39 МПа<[P_ц]29 МПа

 

U_i=4z₁n₁/60z_ц=1.46 с^-1<[ U_i]=13.05

Определяем нагрузку на вал в цепной передаче:

F_ц=[ P₁x6x10⁴+(1..6)x9,8xaxq_lx10^-3]=4186 H

Расчет тихоходной ступени

 

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] _H1= K_уH HB₁(N_Hlim/(60 N1L_h K_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] _H2= K_уH HB₂(N_Hlim/(60 N2L_h K_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] _H1=600 МПа

[у] _H2=576 МПа

[у] _H=588 Мпа

300 ≤ [у] _F1= K_уF HB₁(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] _F2= K_уF HB₂(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] _F1=194 МПа

[у] _{F 2}=234 МПа

ш_ba=2,5/(u+1)=0,16

Из ряда стандартных значений принимаем ш_ba=0,4.

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

a_w=(u+1)cos²(в+Дв)(K_HP₂10⁹/ ш_baN2u²[у] _H²)=225 мм

Принимаем в учебных целях a_w=225 мм

Определяем ширину поля зацепления:

b_w=(ш_baa_w+0,5)=37 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2a_w cos(в+Дв))/20(u+1)=5,9 мм

Принимаем m=6 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z₁=2a_w 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:

d_a1=mz₁+ 2m(1+x)=136 мм;

d_a2=mz₂+ 2m(1+x)=348 мм

Внутренние диаметры:

d_f1= d_a1-4,5m=109 мм;

d_f2= d_a2-4,5m=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;

F_t=P₂/v=4296,5 H;

F_r=0,364F_t=1564 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

у_H=1/a_wu(P₂10⁹K_H(u+1)² /b_wd₂)^1/2=252 МПа;

у_H=450(F_t K_H(u+1)/ b_wd₂)^1/2=246 МПа;

у_F1=Y_FS1 F_t K_H/b_wm=83 МПа;

у_F2=Y_FS2 F_t K_H/b_wm=102 МПа;

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

 

Расчет быстроходной ступени

 

Расчет допускаемых напряжений:

600 ≤ [у] _H1= K_уH HB₁(N_Hlim/(60 N1L_h K_УH))^1/6= 483,3 МПа ≤ 780

576 ≤ [у] _H2= K_уH HB₂(N_Hlim/(60 N2L_h K_УH))^1/6= 535,2 Мпа ≤ 780

[у] _H1=600 МПа

[у] _H2=576 МПа

[у] _H=588 Мпа

300 ≤ [у] _F1= K_уF HB₁(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 194 МПа ≤ 520

228 ≤ [у] _F2= K_уF HB₂(N_Flim/(60 N1L_h K_УF))^1/6= 234 МПа ≤ 432

[у] _F1=194 МПа

[у] _{F 2}=234 МПа

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

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

a_w=(u+1)cos²(в+Дв)(K_HP₂10⁹/ ш_baN2u²[у] _H²)=228 мм

Принимаем в учебных целях a_w=120 мм

Определяем ширину поля зацепления:

b_w=(ш_baa_w+0,5)=46 мм -- ширина колеса

Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:

m=(2a_w cos(в+Дв))/20(u+1)=5 мм

Принимаем m=1,25 мм

Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:

z₁=2a_w cos(в+Дв)/m(u+1)=20

z₂= z₁u=71

Уточняем угол наклона зубьев

вarccos(m(z1+z2)/2 a_w ) =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:

d_a1=mz₁+ 2m(1+x)=110,2мм;

d_a2=mz₂+ 2m(1+x)=365,8 мм

Внутренние диаметры:

d_f1= d_a1-4,5m=87,7 мм;

d_f2= d_a2-4,5m=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;

F_t=P₂/v=1494 H;

F_r=0,364F_t=8188,1 H

F_a= F_t tgв=99,2 H

Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:

у_H=cos²в/a_wu(P₂10⁹K_H(u+1)² /b_wd₂)^1/2=208 МПа;

у_H=450(F_t K_H(u+1)/ b_wd₂)^1/2=252 МПа;

у_F1=Y_FS1 F_t K_H/b_wm=263 МПа;

у_F2=Y_FS2 F_t K_H/b_wm=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

C_x=-F_a=-99.2 H

УM_c=0:

УM_B=0:

B_y=(l3 *-F_t)/ (74)=-747.05 H

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

Проверка:

C_Y- F_t+ B_y=-747.05+1494.1-747.05=0

Горизонтальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0

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

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

Проверка

C_Z +B_z+F_r=-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

 

B_X=-F_a=-99.2 H

Определяем компоненты реакций в опорах вала:

Вертикальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0:

B_y=(-F_t1 (l2+l3)-F_t2 *l3)/(l1+l2+l3)=-2200.4 H

C_Y=(-F_T1*l1-F_t2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3590.2 H

Проверка

C_Y +B_y+ F_t1 +F_t2=-3590.2-2200.4+1494.1+4296.5=0

Горизонтальная плоскость

УM_c=0:

УM_B=0:

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

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

Проверка

C_z+ B_z +F_r1 +F_r2=-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

УM_B=0:

УM_c=0:

B_Y=Fy*l3-F_t*l2/84=-917.75 H

C_Y= F_t*l1-Fy*(l1+l2+l3)/84=-6338.75 H

Проверка

B_Y +C_Y +F_t=-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:

B_X/(B_Y²+B_z²)^1/2=0,41>0,35

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 206

L_h=(10⁶/60n)(0,6C/(XF_R+YF_A))= 1,6x10⁵час

F_R=(B_Y²+B_z²)^1/2=599,57 H

F_A=B_X+0,83e F_R=415,81 H

Промежуточный вал:

B_X/(B_Y²+B_z²)^1/2=0,05 <0,35

Выбираем шариковый однорядный подшипник 209

L_h=(10⁶/60n)(0,6C/(XF_R+YF_A))= 10435 час

F_R=(B_Y²+B_z²)^1/2=709,99 H

F_A=B_X =99.2 H

Выходной вал:

B_X/(B_Y²+B_z²)^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:

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

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=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:

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

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=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:

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

Проверка на срез:

ф _ср=2T/bl_pd=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 l_о=100 мм; длина распорной втулки s=4 мм. Число пальцев z=6.

Упругие элементы муфты проверяют на смятие:

 

s_см= £[s_см]

 

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

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

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:

P_э= Р_т/з_общ

 

з_общ= з_цил з_цил з_м з_ц=0,99х0,97х0,97х0,92=0,86

P_э=6.8/0,86=7.93 кВт

U_{общmin/max}=(14,8…75)

Общее передаточное число привода

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