Приводная станция 10 пояснительная записка
 Скачать 0.71 Mb.
|
|
Министерство науки и высшего образования Российской Федерации федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ И ДИЗАЙНА» ВЫСШАЯ ШКОЛА ТЕХНОЛОГИИ И ЭНЕРГЕТИКИ Институт технологии Кафедра основ конструирования машин КУРСОВАЯ РАБОТА по дисциплине «Прикладная механика» на тему: Приводная станция № 10 пояснительная записка ОКМ 010.003.000ПЗ
Санкт-Петербург 2022 Содержание:1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ 1 2.ОПИСАНИЕ ПРИВОДА 1 3.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ 2 3.1.Кинематическая схема привода 2 3.2.Определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу 3 3.3.Определение общего передаточного числа привода и предварительный выбор типоразмера редуктора 4 3.4.Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода 5 5.ВЫБОР СТАНДАРТНОЙ МУФТЫ. ПРОВЕРКА ЭЛЕМЕНТОВ МУФТЫ 12 5.1 Расчет упругойтвтолочно-пальцевой муфты 12 6.РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 13 Расчетная длина шпонки вала электродвигателя 13 Проверка шпонки вала электродвигателя на срез 13 Расчетная длина шпонки входного вала редуктора 13 Проверка шпонки входного вала редуктора на срез 14 Расчетная длина шпонки выходного вала редуктора 14 Проверка шпонки выходного вала редуктора на срез 14 Список литературы: 14 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ − синхронная частота вращения вала электродвигателя nc=750 мин-1; − состав привода: типовой цилиндрический одноступенчатый редуктор, открытая зубчатая цилиндрическая передача; − мощность рабочей машины Ррм = 8 кВт; − частота вращения вала рабочей машины nрм= 65 мин-1; − допускаемое отклонение частоты вращения вала машины [∆n] = 5%. ОПИСАНИЕ ПРИВОДА Приводная станция служит для уменьшения частоты вращения от вала электродвигателя и увеличивает вращающий момент от электродвигателя до рабочей машины. Приводная станция установлена на сварной раме и включает в себя: - электродвигатель АИР 160M8 ГОСТ 31606-2012; - редуктор типовой цилиндрический 1ЦУ-160; - открытая зубчатая цилиндрическая передача. Редуктор - агрегат, содержащий одну или несколько механических передач, заключенных в герметичный корпус. Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента приводного вала. Открытая зубчатая цилиндрическая передача -трехзвеньевый механизм по передаче мощности вращением, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колёсами (или зубчатым колесом и зубчатой рейкой), образующими на базе общего неподвижного звена вращательную (или поступательную) зубчатую пару зацепления. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ Кинематическая схема привода  Определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу  где µ0-общий КПД привода, µ0 =µр ·µоп. µр – КПД цилиндрического одноступенчатого редуктора, µр = 0,95; µоп – КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи, µоп = 0,95; µ0 = 0,95·0,95=0,9025. Электродвигатель АИР 160М8 УЗ ГОСТ 31606 – 2012: Pном=11 кВт, nд=727 мин-1, d1 = 48мм  Выписываем размеры выбранного электродвигателя [1, с.8, табл.3].
Определение общего передаточного числа привода и предварительный выбор типоразмера редуктора U0 =  .Расчетное передаточное число редуктора Uрр =  ,где  – передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи.Принимаем  Тогда Uрр =  .Принимаем Up = 2,5. Уточнение передаточного числа открытой зубчатой передачи: Uопф =  Принимаем Uопф = 4.4. Передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи оказалось в пределах рекомендуемых величин. Необходимый вращающий момент на тихоходном валу редуктора:  Принимаем  = 304 Н·мВыбираем предварительно цилиндрический одноступенчатый редуктор 1ЦУ-100 с передаточным числом Up = 2,5 и Тт=304 Н·м. Допускаемая радиальная консольная нагрузка на входном валу F1=630 Н, на выходном валу F2=2240 Н. Фактическая расчетная мощность электродвигателя:  , кВтОпределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода Определение мощности на валах: -валу рабочей машины Pрм = 8 кВт; -выходном валу редуктора P2 =  ;-входном валу редуктора P1 =  ;-валу электродвигателя Pд =  .Определение частоты вращения валов: -вала электродвигателя nд = 727 мин-1; -входного вала редуктора n1=nд = 727 мин-1; -выходного вала редуктора n2 = n1/Up =  ;-вала рабочей машины nмф = n2/Uопф=  .Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины:  Определение вращающих моментов на валах: -валу двигателя Тд = 9550Рд/nд =  ;-входном валу редуктора Т1 = 9550Р1/n1 = ;-выходном валу редуктора T2 = 9550Р2/n2 =  Н·м;-валу машины Tрм = 9550Ррм/nмф =  Н·м.Полученные значения мощностей, частот вращения и вращающих моментов записываем на полках выносок кинематической схемы привода. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи Исходные данные для расчета: передаточное число u = 4,47; частота вращения шестерни n1 = 290,8 мин-1; частота вращения колеса n2 = 65,056 мин-1; вращающий момент на шестерне Т1 = 276,5 Н∙м. Опоры валов – шарикоподшипники. Срок службы передачи при трехсменной работе 5 лет. Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство мелкосерийное. 4.1. Выбор материалов и термической обработки колес При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях к размерам передачи для изготовления колес выбираем материалы (см. табл. 2): для шестерни сталь 45, термообработка – нормализация, твердость  1 для колеса сталь 45Л, термообработка – нормализация, твердость 2 4.2. Определение допускаемых напряжений изгиба  F (Flim) N МПагде Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 4):для шестерни Flim1 1 для колеса Flim2 2  YN – коэффициент долговечности.  N где NF0 – базовое число циклов напряжений. Для сталей NF0 = 4∙106. NК – расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи. При постоянном режиме нагружения:  K h  где  – частота вращения шестерни, колеса, мин-1 ; – число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1; h – срок службы передачи h г с где L – число лет работы передачи, L = 5 лет; Кг – коэффициент годового использования передачи, Кг = 0,85; Кс – число смен работы передачи в сутки, Кс = 3. h Расчетное число циклов напряжений: для шестерни: K1 1 h ;для колеса: K2 2 h .Так как расчетное число циклов напряжений для шестерн K1 и для колеса K2 больше базового числа циклов. F0 , то принимаем N . Допускаемые напряжения изгиба: для шестерни F1 ,для колеса F2 4.3. Число зубьев шестерни и колеса Принимаем  1 , тогда 2 1 Принимаем z2 = 107. 4.4. Определение модуля зацепления  m мм,где  m – вспомогательный коэффициент;Т1 – вращающий момент на шестерне, Т1 =276,5 Н∙м; Ψbd – коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра. Принимаем  bd ;КFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. Fβ  bd где SX – номер схемы расположения колес, SX = 1 (см. рис. 3); YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни. FS1 1  =5.42 мм.Принимаем по ГОСТ 9563–80 стандартное значение модуля m = 5,5 мм (см. табл. 5). 4.5. Определение геометрических размеров зубчатых колес Делительные диаметры: Шестерни d1 = m∙z1 = 5,5∙24 = 132 мм; Колеса d2 = m∙z2 = 5,5∙107 = 588,5 мм. Диаметры вершин зубьев: Шестерни da1 = d1+2m = 132+2∙5,5 = 143 мм; Колеса da2 = d2+2m = 588,5+2∙5,5 = 599,5 мм. Диаметры впадин зубьев: Шестерни df1 = d1-2,5m = 132 – 2,5∙5,5 = 118,25 мм; Колеса df2 = d2-2,5m = 588,5 – 2,5∙5,5 = 582,25 мм. Ширина зубчатого венца: Колеса b2 = Ψbd ∙d1 = 0,3∙132 = 39,6 мм, b2 = 40 мм; Шестерни b1 = b2+5 = 40+5 = 45 мм. 4.6. Межосевое расстояние передачи  w 1 2 .4.7. Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе F FS F МПа,где Ft – окружная сила в зацеплении.  t 1 1 КF – коэффициент нагрузки. КF = KFβ ∙ KF, где KFυ – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку. Окружная скорость колес:  1 Для прямозубой передачи назначаем 9-ю степень точности изготовления (см. табл. 6). При = 2 м/с и 9-й степени точности изготовления передачи. KF =1,22 (см. табл. 10). Тогда KF = 1,33∙1,22 = 1,62. Коэффициент, учитывающий форму зубьев: шестерни YFS1 = 4,02; колеса YFS2 = 3,47+13,2/z2 = 3,47+13,2/107=3,59. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса: F2 МПа [ F2] МПа.Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни: F1 F2 F 1 Условие прочности выполняется. 4.8. Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой Предельные допускаемые напряжения изгиба:  F max Flim Nmax St FSt где σFlim – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа; YNmax – максимальная величина коэффициента долговечности, YNmax =4; KSt – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, KSt = 1,3; SFSt – коэффициент запаса прочности, SFSt = 1,75. Для шестерни: F 1max = 1092 МПа; Для колеса: [ F]2max = 936 МПа.Максимальные напряжения изгиба при перегрузке: F max F п F max, МПа,где Кп – коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным электродвигателем при пуске Кп = 2,5 (см. табл. 11). Для шестерни: F1max F1 п F1 max МПа;Для колеса: F2 max F2 п F2 max МПа.Условие прочности выполняется. 4.9 Усилия в зацеплении Окружная сила:  4189,4Н.Радиальная сила:  1524,81.Суммарная нагрузка:  4458,26.Уточнение типоразмера редуктора В результате расчета открытой зубчатой передачи получена суммарная нагрузка в зацеплении Fn = 3950 Н. Поскольку допускаемая радиальная консольная нагрузка на выходном валу F2 = 2240 Н меньше суммарного усилия от открытой зубчатой передачи Fn=3950 Н, окончательно принимаем редуктор: 1ЦУ-160-4-12-К-УЗ C параметрами: Uр = 4 и Тт = 1250 Н·м; F1= 1250 Н·м и F2 = 4500>Fn = 3950 Н. Из таблицы Приложения 1 выписываем габаритные и присоединительные размеры выбранного редуктора.  Выписываем габаритные и присоединительные размеры [1, с.59, прил. 3]
 Выписываем размеры концов валов [1, с.61, приложение 3]
ВЫБОР СТАНДАРТНОЙ МУФТЫ. ПРОВЕРКА ЭЛЕМЕНТОВ МУФТЫ Расчет упругойтвтолочно-пальцевой муфты Выбираем муфту зубчатой формы, так как она находится между открытой передачей и рабочей машиной.  ,где  – коэффициент динамичности нагрузки [1, с.24, табл. 6];Так как диаметр выходного вала редуктора  – выбираем муфту с номинальным вращающим моментом  – момент, передаваемый муфтой при длительном режиме работы с постоянной нагрузкой и постоянным направлением вращения.
Количество пальцев, z = 6 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Расчетная длина шпонки вала электродвигателя  –  - вращающий момент;–  – диаметр вала;–  – высота шпонки;–  – ширина шпонки;–  – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.Так как шпонка со скруглёнными концами:  Определяем стандартную длину шпонки  мм.Проверка шпонки вала электродвигателя на срез Напряжение среза:  ,где  – допускаемое напряжение среза,  . Для шпонки из стали  .Расчетная длина шпонки входного вала редуктора –  - вращающий момент;– – диаметр вала;–  – высота шпонки; по ГОСТ 23360-78–  – ширина шпонки;– – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.Так как шпонка без скруглённых концов:  .Определяем стандартную длину шпонки мм.Проверка шпонки входного вала редуктора на срез Напряжение среза:  где – допускаемое напряжение среза, . Для шпонки из стали .Расчетная длина шпонки выходного вала редуктора –  - вращающий момент;–  – диаметр вала;–  – высота шпонки; по ГОСТ 23360-78–  – ширина шпонки;– – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.Так как шпонка без скруглённых концов:  Определяем стандартную длину шпонки мм.Проверка шпонки выходного вала редуктора на срез Напряжение среза:  где – допускаемое напряжение среза, . Для шпонки из стали .Список литературы: Прикладная механика: методические указания для курсовой работы / сост. М.В. Аввакумов, В.М. Гребенникова, И.С. Артамонов; М-во науки и высшего образования РФ, С.-Петерб. гос. ун-т пром. технологий и дизайна, Высш. шк. технологий и энергетики. – Санкт-Петербург : ВШТЭ СПбГУПТД, 2020 . – 62 с. Прикладная механика: атлас конструкций деталей и примеры монтажных чертежей / сост. М.В.Аввакумов, В.М.Гребенникова, Д.В.Дмитриев; ВШТЭ спбгуптд. – спб., 2017. – 48 с. | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
,