Выбор электродвигателя и энергокинематический расче т

Введение

 

Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентами навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность и долговечность.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части.

Тематика курсового проектирования ограничена различными типами механических приводов. Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств.

Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных случаях применяют механические передачи (зубчатые, червячные, цепные, ременные и др.). В задание по возможности включаются объекты, изучаемые в курсе деталей машин: передачи, муфты, подшипники, соединения и др. Наиболее подходящими являются приводные устройства станков, транспортных, транспортирующих, строительно-дорожных и других машин. Простая конструкция привода позволяет тщательно прорабатывать его элементы.

Выбор электродвигателя и энергокинематический расче т

 

Принимаем КПД:  - открытой цепной передачи;  - закрытой зубчатой передачи;  - открытой зубчатой передачи;  - пары подшипников качения;  - муфты.

Общий КПД привода .

Мощность на выходе Вт.

Мощность на входе , Вт.

Выбираем двигатель 4АН160М4У3 с частотой вращения мин^-1 , и мощностью Вт. Так как перегрузка меньше 5%, то двигатель выбран верно.

Находим число зубьев неизвестной шестерни через общее передаточное число: , .

Итак, получаем:

; ; ; ; ; .

Передаточные числа:

, , .

; ; ;

Выходная циклическая частота вращения  рад/с.

Выходная частота вращения , мин^-1.

Общее передаточное число , .

Пересчитываем , мин^-1, , рад/с.

Расчитывем мощности на валах:

, Вт;

, Вт;

, Вт;

, Вт;

, Вт.

Расчитываем циклические частоты вращения валов:

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с.

Определяем передаваемые крутящие моменты:

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м.

Расчет цепной передачи

 

Исходные данные:

мощность на валу ведущей звездочки Вт;

предаточное число передачи ;

частота вращения ведущей звездочки мин^-1.

По таблице число зубьев меньшей звездочки , тогда , .

Принимаем , , , , , .

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

, .

Ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах , МПа.

Ориентировочное значение шага цепи (число рядов м=1) , мм.

Так как среднее значение ро принято при коэффициенте кэ=1, вычисленная величина шага является ориентировочной. Для определения оптимального шага зададимся двумя смежнвми шагами цепи ПР по ГОСТ 13568-75 и рассчитаем оба варианта.

Шаги цепи  мм, мм.

Разрушающая нагрузка  Н,  Н.

Диаметр валика  мм,  мм.

Масса 1 м цепи  кг,  кг.

Проекция опорной поверхности шарнира  мм²,  мм².

Ширина внутреннего звена , мм, , мм.

Средняя скорость цепи , м/с, , м/с.

Межосевое расстояние мм, мм.

Число звеньев цепи , , , .

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки  мин-1,  мин-1. Условие nmax< =[n]max выполняется.

Число ударов цепи , , , . Условие v< =[v] выполняется.

Окружная сила , Н, ,  Н.

Давление в шарнирах цепи , МПа, ,  МПа.

Номинальные значения  МПа, МПа.

Цепь 2 не подходит, так как р> [p]. Дальнейшие расчеты ведем для цепи 1.

Натяжение цепи от центробежных сил , Н.

Натяжение от провисания цепи при ,  Н.

Расчетный коэффициент запаса прочности , .

, где 9.3 – номинальное значение. Условие выполняется.

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР-63, 5-35380 по ГОСТ 13568-75.

Расчет зубчатой передачи редуктора

Определение числа циклов премены напряжений.

Срок службы передачи  ч.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев ,  циклов.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе ,  циклов.

Расчет открытых зубчатых передач

Первая пара зубчатых колес.

Принимаем , , .

Ориентировочное делительное межосевое расстояние , мм.

Определяем модуль , .

По СТ СЭВ 310-76 принимаем .

Уточняем межосевое расстояние , мм.

Делительные диаметры:

,  мм;

,  мм.

Ширина венца:

, мм.

Диаметры основных окружностей:

,  мм;

,  мм.

Вторая пара зубчатых колес.

Принимаем , , .

Ориентировочное делительное межосевое расстояние ,  мм.

Определяем модуль мм.

По СТ СЭВ 310-76 принимаем .

Уточняем межосевое расстояние , мм.

Делительные диаметры:

,  мм;

,  мм.

Ширина венца:

,  мм.

Диаметры основных окружностей колес:

,  мм;

,  мм.

Расчет валов

Выбор материала валов.

Для правильного выбора материалов валов и термообработки их необходимо знать тип подшипников, в которых вращается вал, характер посадок деталей на валу (подвижные или с натягом), характер действующей нагрузки.

Первый вал быстроходный, вращается в подшипниках качения. На шпонках насажено зубчатое колесо Z₁. На валу ведомый шкив ременной передачи. Трущихся поверхностей на валу нет. Для обеспечения достаточной износостойкости поверхностей этого вала выбираем легированную сталь 40X. Для условий крупносерийного производства приемлемым видом термообработки поверхностей является закалка с нагревом ТВЧ до твердости HRC 50…54. Механические характеристики: d_В=730 МПа, d_Т=500 МПа, t_Т=280 МПа, d_-1=320 МПа, t_-1=200 МПа, Y_В=0.1, Y_t=0.05.

На втором, третьем и четвертом валах, вращающихся в подшипниках качения, на шпонках насажены зубчатые колеса Z₂, Z₃, Z₄, Z₅ и две звездочки. Трущихся поверхностей на валу нет. Наиболее подходящим материалом является сталь 45. Термообработка – улучшение, твердость не менее HB 200. Механические характеристики: d_В=560 МПа, d_Т=280 МПа, t_Т=180 МПа, d_-1=250 МПа, t_-1=150 МПа, Y_В=0, Y_t=0.

Пятый вал вращается в подшипниках качения. На шпонках насажено зубчатое колесо Z₆. На валу расположено упругая втулочно-пальцевая муфта. Материал и термообработку принимаем теми же, что и для первого вала.

Окончательный расчет валов.

По аналогии с предыдущим расчитываем оставшиеся валы.

4-й вал:

диаметр вала 75 мм;

выбираем подшипник средней серии с условным номером 315 и грузоподъемностью 89 кН: d=75 мм, D=160 мм, B=37 мм, r=3.5 мм;

выбираем шпонку по СТ СЭВ 189-75 b=22 мм, h=14 мм, t1=9 мм, t2=5.4 мм, под колесо l=100 мм, под звездочку l=90 мм.

3-й вал:

диаметр вала 60 мм;

выбираем подшипник средней серии с условным номером 312 и грузоподъемностью 64, 1 кН: d=60 мм, D=130 мм, B=31 мм, r=3.5 мм;

выбираем шпонку по СТ СЭВ 189-75 b=18 мм, h=11 мм, t1=7 мм, t2=4.4 мм, под звездочку l=90 мм, под колесо l=80 мм.

2-й вал:

диаметр вала 45 мм;

выбираем подшипник средней серии с условным номером 309 и грузоподъемностью 37.8 кН: d=45 мм, D=100 мм, B=25 мм, r=2.5 мм;

выбираем шпонку по СТ СЭВ 189-75 b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм, t2=3.8 мм, под меньшее колесо l=63 мм, под большее колесо l=70 мм.

1-й вал:

диаметр вала 35 мм;

выбираем подшипник средней серии с условным номером 307 и грузоподъемностью 26, 2 кН: d=35 мм, D=80 мм, B=21 мм, r=2.5 мм;

выбираем шпонку по СТ СЭВ 189-75 b=10 мм, h=8 мм, t1=5 мм, t2=3, 3 мм, под меньшее колесо l=36 мм, под большее колесо l=50 мм.

Заключение

 

Основная цель курсового проекта по деталям машин выполнена. Работая над проектом, выполнили расчёты, выполнили рациональный выбор материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность и долговечность. Курсовой проект широко использует ГОСТы, учебную и справочную литературу. Приобретённый опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а также всей дальнейшей конструкторской работы.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части. Объем этих документов зависит от объема всего проекта, устанавливаемого учебными программами для соответствующих специальностей.

Введение

 

Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентами навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность и долговечность.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части.

Тематика курсового проектирования ограничена различными типами механических приводов. Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств.

Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных случаях применяют механические передачи (зубчатые, червячные, цепные, ременные и др.). В задание по возможности включаются объекты, изучаемые в курсе деталей машин: передачи, муфты, подшипники, соединения и др. Наиболее подходящими являются приводные устройства станков, транспортных, транспортирующих, строительно-дорожных и других машин. Простая конструкция привода позволяет тщательно прорабатывать его элементы.

Выбор электродвигателя и энергокинематический расче т

 

Принимаем КПД:  - открытой цепной передачи;  - закрытой зубчатой передачи;  - открытой зубчатой передачи;  - пары подшипников качения;  - муфты.

Общий КПД привода .

Мощность на выходе Вт.

Мощность на входе , Вт.

Выбираем двигатель 4АН160М4У3 с частотой вращения мин^-1 , и мощностью Вт. Так как перегрузка меньше 5%, то двигатель выбран верно.

Находим число зубьев неизвестной шестерни через общее передаточное число: , .

Итак, получаем:

; ; ; ; ; .

Передаточные числа:

, , .

; ; ;

Выходная циклическая частота вращения  рад/с.

Выходная частота вращения , мин^-1.

Общее передаточное число , .

Пересчитываем , мин^-1, , рад/с.

Расчитывем мощности на валах:

, Вт;

, Вт;

, Вт;

, Вт;

, Вт.

Расчитываем циклические частоты вращения валов:

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с;

, рад/с.

Определяем передаваемые крутящие моменты:

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м;

, Н*м.

Расчет цепной передачи

 

Исходные данные:

мощность на валу ведущей звездочки Вт;

предаточное число передачи ;

частота вращения ведущей звездочки мин^-1.

По таблице число зубьев меньшей звездочки , тогда , .

Принимаем , , , , , .

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

, .

Ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах , МПа.

Ориентировочное значение шага цепи (число рядов м=1) , мм.

Так как среднее значение ро принято при коэффициенте кэ=1, вычисленная величина шага является ориентировочной. Для определения оптимального шага зададимся двумя смежнвми шагами цепи ПР по ГОСТ 13568-75 и рассчитаем оба варианта.

Шаги цепи  мм, мм.

Разрушающая нагрузка  Н,  Н.

Диаметр валика  мм,  мм.

Масса 1 м цепи  кг,  кг.

Проекция опорной поверхности шарнира  мм²,  мм².

Ширина внутреннего звена , мм, , мм.

Средняя скорость цепи , м/с, , м/с.

Межосевое расстояние мм, мм.

Число звеньев цепи , , , .

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки  мин-1,  мин-1. Условие nmax< =[n]max выполняется.

Число ударов цепи , , , . Условие v< =[v] выполняется.

Окружная сила , Н, ,  Н.

Давление в шарнирах цепи , МПа, ,  МПа.

Номинальные значения  МПа, МПа.

Цепь 2 не подходит, так как р> [p]. Дальнейшие расчеты ведем для цепи 1.

Натяжение цепи от центробежных сил , Н.

Натяжение от провисания цепи при ,  Н.

Расчетный коэффициент запаса прочности , .

, где 9.3 – номинальное значение. Условие выполняется.

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР-63, 5-35380 по ГОСТ 13568-75.

12Следующая ⇒

Поделиться: