![]() |
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Энергетический и кинематический расчеты привода.Стр 1 из 4Следующая ⇒
Введение.
Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача , решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых 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 расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение. Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой курсанта, охватывающей вопросы расчёта 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 машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.
Предварительный расчет и проектирование валов редуктора.
Выполнятся без учета деформации изгиба, только на кручение. Ведущий вал: диаметр выходного конца вала, мм.
где Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: Диаметр вала под уплотнение: Округлив полученное значение до стандартного получим
Диаметр вала под подшипники: Округлив полученное значение до стандартного получим Диаметр вала под зубчатое колесо: Округлив полученное значение до стандартного получим Диаметр буртика вала: Округлив полученное значение до стандартного получим
Ведомый вал,
где Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: Диаметр вала под уплотнение: Округлив полученное значение до стандартного получим Диаметр вала под подшипники: Округлив полученное значение до стандартного получим Диаметр вала под зубчатое колесо: Округлив полученное значение до стандартного получим Диаметр буртика вала: Округлив полученное значение до стандартного получим
Выбор муфты.
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП с цилиндрическими расточками полумуфт по наибольшему диаметру вала Вращающий момент рассчитан ранее: Т = 1204,5 Н м По таблице выбираем коэффициент режима работы откуда – kp=1,5. Рассчитаем расчётный момент Тр. По таблице находим, что для валов диаметром 90 мм подходит муфта с наружным диаметром D = 400 мм и допускаемым расчётным моментом Тр=2 кН м.
8.0. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпуса редуктора. Зубчатые колеса: В редукторе целесообразно применить насадные шестерню и зубчатое колесо. Для шестерни важным параметром является только ширина зубчатого венца: b1 = 105 мм. Длина ступицы шестерни: Lст =(1,0..1,5) dвал =(1,0..1,5) 52 = (52…78) мм. Принимаем Lст =70мм. Для ведомого зубчатого колеса принимаем см. рис 3: da = 312 мм. dвал = 68 мм. dст = (1,5..1,7)dвал =(1,5..1,7)68=(102…115,6) мм. Принимаем dст=110мм. Lст =(1,0..1,5) dвал = (1,0..1,5) 82 = (82…123) мм. Принимаем Lст =70мм как у шестерни. с = (0,2..0,4)b2 =(0,2..0,4)50=(10…20) мм. Принимаем С=10мм g = (1,8..3)m =(1,8..3)4=(7,2…12) мм. Принимаем g =10мм. gст = 15 мм. Dотв = 0,5(da – 4,5m – 2g + dст) = 0,5(312 – 4,5∙4 – 2∙10 + 110) = 196,5 мм. dотв = (0,35..0,4)( da – 4,5m – 2g – dст) = (0,35..0,4)(312 – 4,5∙4 – 2∙10 -110) = (60..70)мм. Принимаем dотв=65мм Размер фасок по торцам зубчатого венца: n = 0.5m = 0.5∙4 =2 мм.
Корпус редуктора: Толщина стенки редуктора (по литейным требованиям d ≥8,0 мм): d=0.025а + 1= 0.025∙200 + 1= 6 мм. Принимаем d=8 мм.
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:
до боковой поверхности вращающейся части – с = (1,0..1,2)δ = 8 мм. до боковой поверхности подшипника качения – с1 = 3..5 мм.
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
до внутренней поверхности стенки редуктора – с5 = 1,2δ = 9,6 мм. до внутренней нижней поверхности стенки корпуса – с6 = (5..10)m = 20 мм.
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора – c7 = 5..8 мм.
Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром dболт=1,5δ=12мм., k=f(dболт) – S = k + δ + 6 = 33 + 8 + 6 = 33 мм. Диаметры болтов, соединяющих: - редуктор с рамой – d1 = 2,0∙δ = 16 мм. - корпус с крышкой у бобышек подшипников – d2 = 1,5∙δ = 12 мм. - корпус с крышкой по периметру соединения – d3 = 1,0∙δ = 8 мм. - корпус со смотровой крышкой – d4 = 6 мм.
Число болтов: - диаметром d1 – z1 = (Lнар + Bнар)/(200..300) = 4 шт. - диаметром d2 – z2 = 8 шт. - диаметром d3 – выбирается так, чтобы расстояние L между болтами L = (12..15)d3
Ширина фланцев редуктора: - фундаментного – S1 = δ + x + k1 = 8 + 2 + 40 = 50 мм. - корпуса и крышки (у подшипников) – S2 = δ + x + k2 = 8 + 3 + 33 = 44 мм. - корпуса и крышки (по периметру) – S3 = δ + x + k3 = 8+3+24 = 35 мм.
Толщина фланцев редуктора: - фундаментного – δфл1 = 2,3∙δ = 19 мм. - корпуса – δфл2 = 1,5∙δ = 12 мм. - крышки – δфл3 = 1,35∙δ = 11 мм.
Предварительный выбор подшипников качения.
В качестве опор валов предварительно выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии
для ведущего вала – Подшипник 210 ГОСТ 8338-75 – 2шт. которые имеют следующие характеристики: С=33,2 кН; d=50 мм; D = 90 мм; В= 20 мм; r = 2 мм. для ведомого вала – Подшипник 216 ГОСТ 8338-75 – 2шт. которые имеют следующие характеристики: С=66,3 кН; d=80 мм; D = 140 мм; В= 26 мм; r = 3 мм. Уточненный расчет валов
. Общие данные: материал вала – сталь 45 нормализованная, при ее прочности Окружная сила Ft=5772,3 Н. Радиальная сила Fr=2117,9 Н. Нагрузка, изгибающая вал от ременной передаче (определена ранее) Fв = 724,1 H Вследствие неточностей монтажа передачи (несосностей, перекосов) муфты нагружают валы дополнительной нагрузкой - силой Fм. Ориентировочно можно принимать Fм=(0,2…0,3) Ft, где Fм=(0,2…0,3)∙5772,3=1200 Н.
Расчет подшипников
Проверка долговечности подшипников: Желаемая долговечность L=10000 ч.
9.1 Проверяем подшипники ведущего вала: Предварительно были взяты подшипники №210 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики: С=25,7 кН; d=45 мм; D = 80 мм; В= 20 мм; r = 3 мм.
Выполним проверку: Эквивалентная динамическая нагрузка Pm по более нагруженной опоре В: где V – коэффициент вращения, V=1 ; Xm – коэффициент радиальной нагрузки, Xm=1 ;
Pm = 1∙1∙2191∙1∙1,2 = 2629 H
Расчетная динамическая грузоподъемность: р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65); Т.к. Срасч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.
9.2 Проверяем подшипники ведомого вала: Предварительно были взяты подшипники №213 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики: С=44,9 кН; d=65 мм; D = 120 мм; В= 23 мм; r = 2.5 мм.
Выполним проверку: Эквивалентная динамическая нагрузка Pm по более нагруженной опоре: где V – коэффициент вращения, V=1 (см. [1] – стр.65); Xm – коэффициент радиальной нагрузки, Xm=1 (см. [6] – стр.110 табл. 5.5);
Pm = 1∙1∙3129∙1∙1,2 = 3754,8 H
Расчетная динамическая грузоподъемность: р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65); Т.к. Срасч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.
Введение.
Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача , решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых 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 расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение. Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой курсанта, охватывающей вопросы расчёта 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 машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.
Энергетический и кинематический расчеты привода.
3.1 Определение расчетной мощности привода.
где Ртр – требуемая мощность электродвигателя: Р - мощность на выходном валу редуктора. hобщ – общий КПД привода. Определяем общий КПД привода.
где hобщ – общий КПД привода; hр – КПД ременной передачи; hз.п. – КПД конического зацепления; hп.к. – КПД пары подшипников качения; hм. – КПД муфты. Необходимые значения КПД определяем из таблицы 1 (см. [1] стр.3) Имеем: hр=0,95 hз.п.=0,96, hп.к.=0,99, hм.=0,98. Подставляя числовые данные в формулу (1) получим:
3.2 Выбор электродвигателя Выберем передаточное число, для этого максимальную частоту вращения вала разделим на частоту вращения выходного вала. Для начала переведем частоту вращения выходного вала в об/мин, для этого умножим на 60:
Выбираем u=21.83 Определяем требуемую мощность и частоту вращения вала электродвигателя.
Pтр = Pз / hобщ = 7,5 / 0,876 = 8.5 кВт;
nтр = nз × uобщ =66.87 × 21.83 = 1459.77 мин–1.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132M4У3 с номинальной мощностью Р = 11 кВт, c частотой вращения nасинхр = 1460 мин–1 (см. табл. 3.3).
3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам.
Распределяем общее передаточное отношение привода между передачами. Принимаем передаточное число зубчатой передачи uзп =5, ременной передачи upп = 21.83/5=4.366 Выполняем кинематический расчет привода.
3.4 Определение силовых и кинематических параметров привода (таблица).
3.4.1 Определение частот вращения валов: Частота вращения электродвигателя нам уже известна и составляет: nэд = 1460 -1мин Для наглядности расчета начертим схему привода: Определим частоту вращения
где
Определим частоту вращения где
3.4.2 Определяем угловые скорости вращения валов:
Общая формула для определения угловой скорости i-го звена: Определим угловую скорость вала электродвигателя:
где
Определим угловую скорость
Определим угловую скорость
Определим угловую скорость
3.4.3 Определяем мощности на валах привода: Мощность на валу электродвигателя составляет:
Определим мощность на
где
Определим мощность на
где
Определим мощность на
где
3.4.4 Определение крутящих моментов:
Общая формула для определения крутящего момента i-го звена: где
Определим крутящий момент на валу электродвигателя:
Определим крутящий момент на
Определим крутящий момент на
Определим крутящий момент на
Результаты расчета сводим в таблицу. Таблица 1 Силовые и кинематические характеристики привода
|
Последнее изменение этой страницы: 2019-04-10; Просмотров: 472; Нарушение авторского права страницы