Приводная станция № 22

Размещено на http://www.allbest.ru

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

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Прикладная механика»

на тему:

Приводная станция № 22

пояснительная записка

ОКМ 022.001.000ПЗ

Фонина Светлана Викторовна

Санкт-Петербург 2022



СОДЕРЖАНИЕ

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

2. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

3.1 Кинематическая схема привода

3.2 Определение расчетной мощности электродвигателя

и выбор его по каталогу

3.3 Определение общего передаточного числа привода и выбор

типоразмера редуктора

3.4 Определение мощностей, частот вращения и вращающих

моментов на валах привода

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Исходные данные для расчета

4.2 Выбор материалов и термической обработки колес

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

4.4 Число зубьев шестерни и колеса

4.5 Определение модуля зацепления

4.6 Определение геометрических размеров зубчатых колес

4.7 Межосевой расстояние передачи

4.8 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

4.10 Усилия в зацеплении

5. ПРЕДАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА ПРИВОДА

6. ВЫБОР ПОДШИПНИОКВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

7. ВЫБОР КОРПУСА И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

8. ВЫБОР СТАНДАРТНЫХ МУФТ, ПРОВЕРКА ЭЛЕМЕНТОВ МУФТ.

9.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

9.1.Исходные данные для расчета

9.2 Составление расчетной схемы вала. Определение реакций опор

9.3 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

приводная станция редуктор шестерня



1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

Привод - это устройство для передачи энергии от двигателя к рабочей машине.

Приводная станция установлена на сварной раме и включает в себя:

- электродвигатель

- редуктор типовой цилиндрический двухступенчатый

- открытая зубчатая цилиндрическая передача.

Редуктор - агрегат, содержащий одну или несколько механических передач, заключенных в герметичный корпус, предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента Т приводного вала.

Открытая зубчатая передача - тихоходная передача, в приводе стоит между редуктором и рабочей машиной.

Установка упругой муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора позволяет компенсировать несоосность соединяемых валов, снизить за счет демпфирующей способности упругой муфты динамические нагрузки.

На выходном валу редуктора расположена зубчатая муфта, передающая движение промежуточному валу, на котором расположена шестерня открытой зубчатой цилиндрической передачи, непосредственно приводящей в движение рабочую машину.



2. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Синхронная частота вращения вала электродвигателя пс=750 мин-1

Состав привода: типовой двухступенчатый цилиндрический редуктор,открытая зубчатая цилиндрическая передача с промежуточным валом;

Мощность рабочей машины Ррм=4,8 кВт

Частота вращения вала рабочей машины ппм=22 мин-1

Допускаемое отклонение частоты вращения вала машины [Дn] =5%



3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ

3.1 Кинематическая схема привода

Рис.1

3.2 Определение расчетной мощности электродвигателя

и выбор его по каталогу

Расчетную мощность электродвигателя находим по формуле

, кВт

где Ррм- требуемая мощность, кВт;

зо- общий коэффициент полезного действия (КПД) привода; его находим по формуле

,



где зр - КПД редуктора;

зоп- КПД открытой передачи;

зп=0,99- КПД пары подшипников качения.

Из таблицы 1 [3] принимаем значения КПД передач

для двухступенчатого цилиндрического редуктора зр =0,91

для цилиндрической зубчатой передачи примем зоп=0,94

кВт

По таблице 2 [3] выбираем электродвигатель, ближайшей большей номинальной мощности, при этом учитывая синхронную частоту вращения вала двигателя пс

Выбираем электродвигатель АИР 160S8 УЗ ГОСТ31606-2012

Рном=7,7кВт, пд=727 мин-1

Из таблицы 3 [3] выписываем размеры выбранного электродвигателя:

d1, мм	l1, мм	l2, мм	b1, мм	h1, мм	d30, мм	l10, мм	d10, мм	b10, мм	h , мм	h10, мм	h31, мм
42	110	630	12	8	334	108	15	254	160	18	385

3.3 Определение общего передаточного числа привода и выбор

типоразмера редуктора

,

где пд - частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин-1;

прм - частота вращения вала рабочей машины, мин-1.

Расчетное передаточное число редуктора найдем по формуле

,

Где Uоп - передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи, его примем по таблице 1 [3] Uоп= 4.

Тогда

Выбираем ближайшее значение передаточного числа редуктора Uр по таблице 1[3] Uр= 8

Уточним передаточное число открытой передачи

Принимаем Uопф=4,1

Передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи оказалось в пределах рекомендуемых величин

Необходимый вращающий момент на тихоходном валу редуктора

, Н•м

Выбираем цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор

Из Приложения 2 [3] принимаем типоразмер редуктора с ближайшим большим вращающим моментом на тихоходном валу:

Выбираем редуктор 1Ц2У-125 с передаточным числом Uр=8 и Тт=630Н•м

Допускаемая радиальная нагрузка на входном валу F1 = 500Н, на выходном валу F2=5600Н

Редуктор 1Ц2У-125-8-11-КУЗ

Типоразмер редуктора

Размеры, мм

d

d1

l

l1

b

t

d2

d3

l2

l3

b1

t1

1Ц2У-125

20

М12х1,25

50

36

4

10,6

45

М30х2,0

110

82

12

23,45

3.4 Определение мощностей, частот вращения и вращающих

моментов на валах привода

Определение мощности на валах:

?валу рабочей машины Ррм=4,8кВт;

?промежуточном валу кВт

?выходном валу редуктора кВт

?входном валу редуктора кВт

?валу электродвигателя кВт

Определение частоты вращения валов:

?вала электродвигателя пд=727 мин-1

?входного вала редуктора п1=пд=727 мин-1

?выходного вала редуктора мин-1

?промежуточного вала пп=п2=90,88 мин-1

?вала рабочей машины мин-1

Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины

Значит, разбивка передаточного числа и расчеты частот вращения валов выполнены правильно.

Определение вращающих моментов на валах:

?валу двигателя

?входном валу редуктора

?выходном валу редуктора

?промежуточном валу

?валу машины

Полученные значения мощностей, частот вращения и вращающих моментов записываем на соответствующих полках выносок кинематической схемы (Рис.1).



4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Исходные данные для расчета

передаточное число u =4,1

частота вращения шестерни мин-1

частота вращения колеса мин-1

вращающий момент на шестерне -

Срок службы передачи при двухсменной работе 7 лет.

Нагрузка постоянная, равномерная.

4.2 Выбор материалов и термической обработки колес

При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях к размерам передачи для изготовления колес выбираем материалы:

для шестерни сталь 45, термообработка - нормализация

Твердость НВ1=210

Для колеса сталь 45 Л, термообработка - нормализация

Твердость НВ2- 180

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

, Мпа, где

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений

для шестерни Мпа

для колеса Мпа;

YN - коэффициент долговечности,

, где - базовое число напряжений. Для сталей

- расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи. При постоянном режиме нагружения , где

n - частота вращения шестерни, колеса, мин-1,

с- число зацеплений зуба за один оборот колеса.

Lh - срок службы передачи , где

L- число лет работы передачи L=7 лет;

Кг - коэффициент годового использования, Кг=0,85;

Кс - число смен работы передачи в сутки, Кс=2.

ч

Расчетное число циклов напряжений:

для шестерни

для колеса

.

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни и для колеса больше базового числа циклов , то принимаем

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни: МПа

для колеса: Мпа

4.4 Число зубьев шестерни и колеса

Принимаем z1=24, тогда

4.5 Определение модуля зацепления

,

где Т1 - вращающий момент на шестерне, Т1=542 Н•м

- вспомогательный коэффициент,

- коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра.

Принимаем

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки п длине контактных линий

, где SX=1 - номер схемы расположения колес шестерни по рис. 3[2]

- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

=6,8 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение модуля m=7 мм.

4.6 Определение геометрических размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

шестерни: мм

колеса: мм

Диаметры вершин зубьев:

шестерни: мм

колеса: мм

Диаметры впадин зубьев:

шестерни: мм

колеса: мм

Ширина зубчатого венца:

b2 - ширина венца колеса мм

шестерни: мм

4.7 Межосевой расстояние передачи

мм

4.8 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

,

где Ft - окружная сила в зацеплении

Н,

КF - коэффициент нагрузки

,

Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

Окружная скорость колес

м/с

Для прямозубой передачи назначаем 9 степень точности по табл.6 [2]

При х=0,79 м/с и 9-й степени точности изготовления передачи по табл. 10 [2] принимаем КFх=1,11,

Тогда 48.

- коэффициент, учитывающий форму зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

Мпа

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

Мпа

4.9 Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные допускаемые напряжения изгиба

, Мпа,



Где - предел выносливости зубьев при изгибе, Мпа

- максимальная величина коэффициента долговечности;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки,

- коэффициент запаса прочности,

Для шестерни: Мпа

Для колеса: Мпа

Максимальные напряжения изгиба при перегрузке

,

Где КП - коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным двигателем при пуске КП= 2,5.

Для шестерни: Мпа

Для колеса: Мпа

Условие прочности выполняется

4.10 Усилия в зацеплении

Окружная сила Н

Радиальная сила H

Суммарная нагрузка H



5. ПРЕДАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА ПРИВОДА

Промежуточные валы привода имеют концевые участки, участки под манжетные уплотнения и для установки подшипников.

Определяем предварительное значение диаметра концевого участка стального вала , мм , где

Тп - вращающий момент на промежуточном валу Тп=536Нм,

- допускаемое напряжение кручения Мпа, примем

мм.

Диаметр конца вала должен быть согласован с диаметром входного или выходного вала выбранного редуктора, т.е. должно соблюдаться условие , где dв - диаметр входного или выходного вала выбранного редуктора, в нашем случае у редуктора 1Ц2У-125-8-11-КУЗ диаметр входного вала 20 мм, а выходного 45 мм,

мм .Принимаем



Рис.2

Конструкция промежуточного вала приводной станции:

1 - манжета; 2 - подшипник; 3 - шестерня; 4 - кольцо (ГОСТ 13942-86).

Диаметр участка вала под манжетное уплотнение , мм

мм (с ГОСТ 8752-79 согласуется). Принимаем

Принимаем манжету типа 1 для вала диаметром d2=60мм с наружным диаметром D1=80мм из резины 3-й группы:

«Манжета 1 - 60х85 - 3 ГОСТ 8752-79».

Диаметр участка вала под подшипник (кратное 5) , мм

мм. Принимаем

Диаметр участка вала под второе манжетное уплотнение

=65+5=70 мм , принимаем d4=75мм (с ГОСТ 8752-79 согласуется)

Принимаем манжету типа 1 для вала диаметром d4=75мм с наружным диаметром D1=100мм из резины 3-й группы:

«Манжета 1 - 75х100 - 3 ГОСТ 8752-79».

Диаметр вала под шестерней открытой зубчатой передачи

мм

Диаметр упорного буртика

мм

Подшипники устанавливают на вал до упора в заплечики. В средней части вала между подшипниковыми опорами обычно размещают шестерню 3 (см.Рис.2) открытой зубчатой передачи, которая упирается в буртик.

Примем предварительно длину посадочного вала

мм

Примем l=75мм

Длину остальных участков вала определяем конструктивно при выполнении сборочного чертежа промежуточного вала.

Принимаем l1 = 96 мм, l2 = 126 мм, l3 = 126 мм



6. ВЫБОР ПОДШИПНИОКВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

По диаметру вала d3=65 мм выбираем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии по ГОСТ 28428-90

«Подшипник 1313 ГОСТ 28428-90», выписываем основные размеры и силовые параметры

Обозначение подшипников исполнений	d,мм	D,мм	B,мм	Cr,кН	Cor,кН
1313	65	140	33	61,8	29,5



7. ВЫБОР КОРПУСА И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

По наружному диаметру подшипника D=140мм выбираем

- узкие корпуса типа УМ по ГОСТ 13218.3 - 80

Корпус УМ 140 ГОСТ13218.3-80

- низкие крышки подшипников глухие ГН по ГОСТ 13219.2-81

Низкая глухая крышка D=140 ГН140 ГОСТ13219.2-81

- сквозные крышки подшипников МН по ГОСТ 13219.6-81

Сквозные крышки D=140

МН140x60 ГОСТ13219.6-81

МН140x75 ГОСТ13219.6-81

Для фиксации шестерни на валу выбираем:

Кольцо A80.50 ХГА ГОСТ 13942-86.



8. ВЫБОР СТАНДАРТНЫХ МУФТ, ПРОВЕРКА ЭЛЕМЕНТОВ МУФТ

Муфта предназначена для соединения концов валов и передачи вращающего момента.

Основной характеристикой нагруженности муфты является номинальный вращающий момент (TН), установленный стандартом. Муфты выбираютпо большему диаметру концов валов и по расчетному вращающему моменту.

Расчетный вращающий момент, действующий на муфту

, Н•м, где

К- коэффициент динамичности нагрузки принимаем по табл.13 [3], К=1,2

- наибольший вращающий момент на соединяемом валу привода

- номинальный вращающий момент - момент, передаваемый муфтой при длительном режиме работы с постоянной нагрузкой и постоянным направлением вращения

Н•м

Исходя из величины Тр и диаметров соединяемых валов (42 и 20 мм) по ГОСТ 21424-93 примем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-42-1-20-3 ГОСТ 21424-93, для которой номинальный крутящий момент равен 250 Н•м.

Для упругой втулочно-пальцевой муфты производим проверочный расчет для пальцев на изгиб:

, Н/мм2

Для втулок на смятие:

, Н/мм2

где Тр -- расчетный момент; dп=14 мм, lвт=28 мм, D1=105 мм - размеры пальца втулки и полумуфты; z=6 - число пальцев; с - зазор между полумуфтами, с=5мм, - допускаемое напряжение изгиба (для пальцев из стали 45) ; - допускаемое напряжение смятия втулки (для резины) ).

Окончательно принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-42-1-20-3 ГОСТ 21424-93

Для соединения промежуточного вала с тихоходным валом редуктора принимаем муфту зубчатую 1-1600-50-1-45-2 У2 ГОСТ Р50895-96.

Расчетный крутящий момент для муфты равен: , где

где k - коэффициент режима работы, k = 1,2; Тном - номинальный крутящий момент, Тном = Tп = 536 Н.м; [T]=1600 Н•м



Размеры, мм	Зубья
d; d1	D	D1	D2	L	A	l h14	lk h14	B	C1	C	b	модуль m, мм	z
45; 50	170	125	80	174	75	82	65	34	22	5	15	2,5	38

Основным критерием работоспособности зубчатой муфты является износостойкость зубьев.

Условие ограничения износа зубьев

,Н•м

где Тр - расчетный вращающий момент, Н•м;

d0 - делительный диаметр зубчатого соединения, ;

m=2,5 мм - модуль зубьев; z=38 - число зубьев полумуфты;

b=15 мм - длина зуба;

- допускаемое напряжение смятия, Н/мм2

Окончательно принимаем муфту зубчатую 1-1600-50-1-45-2 У2

ГОСТ Р 50895-96.



9.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

9.1 Исходные данные для расчета

- Усилие от зубчатой муфты: H

- Усилия от зубчатой передачи:

- окружное усилие H;

- радиальное усилие в зацеплении H.

9.2.Составление расчетной схемы вала. Определение реакций опор

В горизонтальной плоскости (ГП) действуют:

- усилие от муфты H ;

- радиальное усилие в открытой зубчатой передачеH

В вертикальной плоскости (ВП) действуют:

- окружное усилие в открытой зубчатой передаче H

Длины участков вала определяются из сборочного чертежа вала.

Реакции опор (нагрузка на выбранные подшипники) в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяются из уравнений равновесия плоской системы сил.

Промежуточный вал с зубчатой передачей



Рис.3

l1=96мм, l2=126мм, l3=126мм

(l1- расстояние от центра подшипника до середины участка под полумуфту).

Определение реакций опор от сил в горизонтальной плоскости (ГП)

,

H

,

H

Проверка:

=0

Определение реакций опор от сил в вертикальной плоскости (ВП)

,

H

,

H

Проверка:

=0

Суммарные реакции опор:

Н

Н

9.3 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала

Силовые параметры выбранного подшипника: Сr - базовая динамическая грузоподъёмность, Н.

Расчет выполняется для наиболее нагруженной опоры- А.

Пригодность подшипников определяется условием ,

где lh=12000ч - требуемая долговечность подшипника, ч

l10h - базовая долговечность подшипника, ч

, ч,

где а1 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности.

При вероятности безотказной работы St = 0,9 или 90% - а1=1,0;

а23= (0,5 0,6) - для сферических шарикоподшипников при обычных условиях работы;

k = 3 - для шариковых подшипников;

k = 10/3 - для роликовых подшипников;

n - частота вращения промежуточного вала, мин-1.

Рr- эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник

, H,

где V - коэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1,0;

КБ = (1,3 - 1,5) - коэффициент динамичности нагрузки (умеренные толчки нагрузки до 150%);

КТ = 1 - температурный коэффициент (при tраб < 100°);

Fr - радиальная нагрузка на подшипник, равная большей из определенных реакций опор, Н H

H

Выбранные подшипники пригодны



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

В.М. Гребенникова, М.В. Аввакумов. МЕХАНИКА: задания к курсовым проектам. Спб: ВШТЭ СПбГУПТД, 2016.

М.В. Аввакумов, В.М. Гребенникова, А.Б. Коновалов. Расчет цилиндрических зубчатых передач: методические указания. СПб: ВШТЭ СПбГУПТД., 2017.

М.В. Аввакумов, В.М. Гребенникова, Д.В. Кармилаев, И.С. Артамонов. МЕХАНИКА: методическое пособие для выполнения курсового проекта. СПб.: ВШТЭ СПбГУПТД, 2018.

М.В. Аввакумов, В.О. Варганов, В.А. Романов. Прикладная механика: методические указания для выполнения курсовой работы. СПб: СПб ГТУРП., 2014.

М.В.Авваукмов, В.М.Гребенникова, Д.В.Дмитриев. Прикладная механика: атлас конструкций деталей и примеры монтажных чертежей. Спб: ВШТЭ СПбГУПТД, 2017.

Размещено на Allbest.ru

...