Реферат: Проектирование кинематики приводной станции
.;;;.;;;.;;;СОДЕРЖАНИЕ
Кинематика и энергетика силовой станции
Расчет цепной передачи
Расчет цилиндрической косозубой передачи первой ступени
Расчет цилиндрической прямозубой передачи второй ступени
Расчет входного вала
Расчет промежуточного вала
Расчет выходного вала
Выбор и расчет подшипников
Расчет элементов корпуса редуктора
Расчет шпоночных соединений
Смазка редуктора
Экономическая оценка редуктора
Литература
КИНЕМАТИКА И ЭНЕРГЕТИКА СИЛОВОЙ СТАНЦИИ
Исходные данные:
Мощность, затрачиваемая на тех. процесс, кВт/>
Частота вращения технологического вала, об/мин/>
КПД цилиндрической передачи/>
КПД цепной передачи/>
Срок службы привода, часов/>
Расчет:
Общий КПД привода
/>=/>
Потребная мощность
/>=/>кВт
Определяем рациональный диапазон общего передаточного числа привода:
Минимальное и максимальное рекомендуемое передаточное число для цепной передачи
/>/>
Минимальное и максимальное рекомендуемое передаточное число для цилиндрической передачи
/>/>
Минимальное и максимальное передаточное число привода
/>=/>
/>=/>
Минимальная и максимальная частота вращения электродвигателя
/>=/>об/мин
/>=/>об/мин
Выбираем электродвигательМ100L4У3
/>кВт />об/мин />мм
Общее передаточное число привода
/>=/>
Производим разбивку по передачам
/>
/>
/>
/>=/>
Расчетные параметры на всех валах приводной станции:
Частоты вращений, об/мин:
/>
Мощности, кВт:
/>
Вращающее моменты, Нм:
/>
2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные:
Мощность на ведущей звездочке />Вт
Частота вращения ведущей звездочки />мин-1
Передаточное число передачи />
Режим работы передачи — ВТ
Угол наклона передачи к горизонту />
Срок службы передачи />часов
Расчет:
Выбираем тип цепи из наиболее распространенных:
ПВ (2ПВ) — приводная втулочная однорядная (двухрядная)
ПР (2ПР) — приводная роликовая однорядная (двухрядная)
--PAGE_BREAK--ПЗ-1 (ПЗ-2) — приводная зубчатая однорядная (двухрядная)
Принимаем тип: 2ПР
Принимаем число рядов цепи />
Выбираем среднее допускаемое давление в шарнирах цепи для данной частоты, МПа: />
Коэффициент наклона передачи: />
Коэффициент режима работы: />
Коэффициент регулировки: />
Коэффициент смазки: />
Коэффициент эксплуатации передачи:
/>=/>
Назначаем числа зубьев звездочек
/>=/>
Целое нечетное число. Принимаем:
/>
/>=/>
Целое нечетное число
/>
Определяем шаг цепи из условия износостойкости шарниров и допускаемой частоты вращения звездочки, варьируя числом рядов цепи
/>
Округляем до ближайшего стандартного шага
/>мм
Геометрические размеры передачи:
Межосевое расстояние
/>=/>мм.
Число звеньев цепи, целое четное число
/>
Принимаем: />
Делительные диаметры звездочек
/>
Диаметр пальца />мм
Диаметр ролика />мм
Ширина цепи />мм
Расстояние между внутренними пластинами />мм
Масса одного метра цепи />кг
Наружные диаметры звездочек
/>
Проверочный расчет цепи на износостойкость по удельному давлению в шарнирах и долговечность по числу ударов в секунду
/>
Допускаемая частота ударов цепи в секунду, с-1
/>
Нагрузка на вал в цепной передаче
/>
Геометрические характеристики зацепления
Угол сопряжения
/>
Половина угла впадины
/>
Профильный угол
/>
Радиус впадины зуба
/>
Радиус сопряжения
/>
Радиус закругления зуба
/>=/>мм
Координата центра радиуса
/>=/>мм
Расстояние между рядами: />мм
Ширина зуба звездочки для двухрядной цепи:
/>=/>мм
Ширина венца двухрядной звездочки:
/>=/>мм
продолжение--PAGE_BREAK--
Диаметры окружности впадин:
/>=/>мм
/>=/>мм
Диаметр обода звездочки:
/>=/>мм
3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ
Исходные данные:
Мощность на колесе, Вт/>
Частота вращения шестерни и колеса, мин-1/>/>
Передаточное число />
Угол наклона зубьев, град/>
Условный угол воспринемаемого смещения, град/>
Срок службы передачи, часов />
Режим работы передачи />
Коэффициент нагрузки при контактных расчетах
/>/>
Коэффициент нагрузки при изгибных расчетах
/>/>
Коэффициент эквивалентности режима при контактных расчетах />
Коэффициент эквивалентности режима при изгибных расчетах/>
Материал для шестерни Сталь 40Х улучшенная
Материал для колеса Сталь 40Х нормализованная
Твердость по Бринелю материала шестерни />
Твердость по Бринелю материала колеса />
Коэффициент влияния твердости на конт. выносливость
При НВ<350/>
Коэффициент влияния твердости на изг. выносливость
При НВ<350/>
Базовое число циклов контактных испытаний />
Базовое число циклов изгибных испытаний />
Пределы текучести материалов шестерни и колеса, Мпа
/>/>
Пределы прочности материалов шестерни и колеса, МПа
/>/>
Коэффициент ширины по межосевому расстоянию в оптимальном диапазоне
/>
Расчет:
Допускаемое напряжение контактной выносливости с учетом срока службы и режима работы:
/>
Принимаем:
/>
Принимаем: />МПа
Условное допускаемое напряжение контактной выносливости:
/>
Допускаемое напряжение изгибной выносливости с учетом срока службы и режима работы:
/>
Менее
/>
Принимаем: />Мпа
/>
Принимаем: />МПа
Условное допускаемое напряжение изгибной выносливости — наименьшее из рассчитанных:
/>
Межосевое расстояние в пределах вариации коэффициента ширины:
/>
Принимаем: />мм
Максимальная ширина поля зацепления:
/>
Принимаем: />мм
Модуль зацепления:
/>=/>мм
Модуль зацепления согласуем со стандартным: />мм
продолжение--PAGE_BREAK--
Число зубьев шестерни, не более:
/>=/>
Принимаем: />
Число зубьев колеса, не более:
/>=/>
Принимаем: />
/>=/>
Уточненное значение угла наклона зубьев:
/>
Коэффициенты суммарного и уравнительного смещения исходного контура:
/>
Принимаем:/>
Межосевое расстояние делительное:
/>
Делительные диаметры зубчатых колес:
/>
Начальные диаметры зубчатых колес:
/>
Внешние диаметры зубчатых колес:
/>
Внутренние диаметры зубчатых колес:
/>
Толщина зубьев на делительном цилиндре:
/>
Толщина зубьев при вершине:
/>
Окружная скорость
/>
Силовые компоненты в зацеплении:
/>
/>
Проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости.
Коэффициенты внешней динамической нагрузки:
/>/>
Коэффициенты неравномерности нагрузки по зубьям:
/>/>
Коэффициенты внутренней динамичности:
/>/>
Коэффициенты неравномерности нагрузки по длине зуба:
/>/>
Эквивалентное число зубьев:
/>/>
/>/>
Коэффициент формы зуба:
/>/>
Контактное напряжение:
/>
/>= 576.9 МПа
Перегрузка:
/>/>
В пределах допустимых 6%
Изгибные напряжения:
/>=
/>МПа
/>=
/>МПа
Менее допустимого
4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ ВТОРОЙ СТУПЕНИ
Исходные данные:
Мощность на колесе, Вт/>
Частота вращения шестерни и колеса, мин-1/>/>
Передаточное число />
Угол наклона зубьев, град/>
Условный угол воспринемаемого смещения, град/>
Срок службы передачи, часов />
Режим работы передачи />
Коэффициент нагрузки при контактных расчетах
/>/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Коэффициент нагрузки при изгибных расчетах
/>/>
Коэффициент эквивалентности режима при контактных расчетах />
Коэффициент эквивалентности режима при изгибных расчетах/>
Материал для шестерни Сталь 40Х улучшенная
Материал для колеса Сталь 40Х нормализованная
Твердость по Бринелю материала шестерни />
Твердость по Бринелю материала колеса />
Коэффициент влияния твердости на конт. выносливость
При НВ<350/>
Коэффициент влияния твердости на изг. выносливость
При НВ<350/>
Базовое число циклов контактных испытаний />
Базовое число циклов изгибных испытаний />
Пределы текучести материалов шестерни и колеса, МПа
/>/>
Пределы прочности материалов шестерни и колеса, МПа
/>/>
Коэффициент ширины по межосевому расстоянию в оптимальном диапазоне
/>
Расчет:
Допускаемое напряжение контактной выносливости с учетом срока службы и режима работы:
/>=/>
Менее
/>=/>МПа
Принимаем: />МПа
/>=/>
Менее />=/>МПа
Принимаем: />МПа
Условное допускаемое напряжение контактной выносливости для прямозубой передачи -наименьшее из рассчитанных:
/>=/>МПа
Допускаемое напряжение изгибной выносливости с учетом срока службы и режима работы:
/>=/>МПа
Менее />=/>МПа
Принимаем: />Мпа
/>=/>МПа
Менее />=/>МПа
Принимаем: />МПа
Условное допускаемое напряжение изгибной выносливости — наименьшее из рассчитанных:
/>Мпа
Межосевое расстояние в пределах вариации коэффициента ширины:
/>=
/>мм
Принимаем: />мм
Максимальная ширина поля зацепления:
/>
Принимаем: />мм
Модуль зацепления:
/>=/>мм
Модуль зацепления согласуем со стандартным: />мм
Число зубьев шестерни, не более:
/>=/>
Принимаем: />
Число зубьев колеса, не более:
/>=/>
Принимаем: />
/>=/>
Коэффициенты суммарного и уравнительного смещения исходного контура:
продолжение--PAGE_BREAK--
/>=
/>
/>=
/>
Принимаем: />/>
Межосевое расстояние делительное:
/>=/>мм
Делительные диаметры зубчатых колес:
/>=/>мм
/>=/>мм
Начальные диаметры зубчатых колес:
/>=/>мм
/>=/> мм
Внешние диаметры зубчатых колес:
/>
Внутренние диаметры зубчатых колес:
/>
Толщина зубьев на делительном цилиндре:
/>
Толщина зубьев при вершине:
/>
Окружная скорость
/>=/>м/с
Силовые компоненты в зацеплении:
/>=/>Н
/>=/>Н
/>
Проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости.
Коэффициенты внешней динамической нагрузки:
/>/>
Коэффициенты неравномерности нагрузки по зубьям:
/>/>
Коэффициенты внутренней динамичности:
/>/>
Коэффициенты неравномерности нагрузки по длине зуба:
/>/>
Коэффициент формы зуба:
/>/>
Контактное напряжение:
/>=
/>=/>МПа
Перегрузка:
/>/>
В пределах допустимых 6%
Изгибные напряжения:
/>=
/>МПа
/>=
/>МПа
Менее допустимого
5. РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА
Исходные данные
Материал вала Сталь 40Х
Предел прочности материала вала, МПа: />
Мощность, снимаемая с вала, Вт: />
Частота вращения вала, об/мин: />
Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н
/>
/>
/>
Моменты от переноса осевой составляющей в зацеплении зубчатых колес к оси вращения вала, Нм: />
Срок службы вала, часов />
Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм />
Расстояния между точками приложения сил, м:
продолжение--PAGE_BREAK--
/>/>/>
Расчет
Компоненты реакций в опорах вала, Н:
/>
Проверка
/>
Диаметр входного конца из условия прочности на кручение, мм:
/>=/>
Принимаем диаметр входного конца/>
Диаметр под подшипником
/>=/>
Учитывая Dn > Dbx+3, принимаем />
Изгибающие моменты, Нм:
/>
Минимальный диаметр под шестерней, мм:
/>=/>
Шестерню выполняем заодно с валом
Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности
/>
Прочность и жесткость вала обеспечены
6. РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
Исходные данные
Материал вала Сталь 40Х
Предел прочности материала вала, МПа: />
Мощность, снимаемая с вала, Вт: />
Частота вращения вала, об/мин: />
Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н:
/>
Моменты от переноса осевой составляющей в зацеплении зубчатых колес к оси вращения вала, Нм: />
Срок службы вала, часов />
Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм />
Расстояния между точками приложения сил, м: />/>/>
Расчет
Компоненты реакций в опорах вала, Н:
/>
/>
Проверка
/>
Диаметр под подшипником
/>=/>
Учитывая Dn > Dbx+3, принимаем />
Изгибающие моменты, Нм:
/>
Минимальный диаметр под колесом, мм:
/>=/>
Шестерню выполняем заодно с валом
Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности
Для сечения под шестерней
/>
Для сечения под колесом
/>
/>
Прочность и жесткость вала обеспечены
7. РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА
Материал вала Сталь 45
Предел прочности материала вала, МПа: />
Мощность, снимаемая с вала, кВт />
Частота вращения вала, об/мин: />
Компоненты силового взаимодействия в зацеплении зубчатых колес, Н:
/>
/>
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Нагрузка от цепной передачи, Н: />
Срок службы вала, часов: />
Крутящий момент в нагруженных сечениях вала, Нм: />
Расстояния между точками приложения сил, Н:
/>/>/>
Расчет
Компоненты реакций в опорах вала, Н:
/>
Диаметр входного конца из условия прочности на кручение, мм:
/>=/>
Принимаем диаметр входного конца />
Диаметр под подшипником, мм:
/>=/>
Принимаем />
Изгибающие моменты, Нм:
/>
Диаметр под колесом, мм:
/>=/>
Принимаем />мм
Проверочный расчет вала на выносливость в опасных сечениях по коэффициенту безопасности
В сечении под колесом
/>
В сечении под подшипником
/>
Прочность и жесткость вала обеспечены
8. ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Предварительно назначаем подшипники для опор вала
Для опор входного вала
/>Н
/>Н
/>Н
/>Н
/>Н
/>
Назначаем подшипники роликовые конические однорядные 7205 ГОСТ 333-79
/>Н
/>Н
/>
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры В
/>
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
/>
Определяем теоретический срок службы в часах:
Частота вращения входного вала />мин-1
/>=
/>
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры С
/>=/>Н
/>=/>Н
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
/>
/>
/>
Теоретический срок службы в часах
/>=
/>
Срок службы вала 4000 часов. Долговечность подшипников вала обеспечена
Для опор промежуточного вала
/>
Назначаем подшипники роликовые конические однорядные 7207 ГОСТ 333-79
/>Н
/>Н
продолжение--PAGE_BREAK--
/>
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры В
/>=/>Н
/>=/>Н
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
/>
/>
/>
Определяем теоретический срок службы в часах:
Частота вращения выходного вала />мин-1
/>=
/>
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры С
/>=/>Н
/>=/>Н
Теоретический срок службы в часах
/>=
/>
Срок службы вала 4000 часов. Долговечность подшипников вала обеспечена
Для опор выходного вала
/>Н
/>Н
/>Н
/>Н
/>Н
Назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные 209 ГОСТ 333-79
/>Н
/>Н
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры В
/>=/>Н
/>
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
/>
/>
/>
Определяем теоретический срок службы в часах:
Частота вращения входного вала />мин-1
/>=
/>
Определяем радиальные и осевые составляющие для опоры С
/>=/>Н
/>
Теоретический срок службы в часах
/>=/>
Срок службы вала 4000 часов. Долговечность подшипников вала обеспечена
9. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Исходные данные:
Максимальное межосевое расстояние />мм
Толщина стенок корпуса />=/>мм
Принимаем />мм
Толщина стенок крышки корпуса
/>=/>мм
Принимаем />мм Толщина фланца корпуса
/>=/>мм
Толщина фланца крышки корпуса
/>=/>мм
Диаметр фундаментных болтов
/>=/>мм
Принимаем болты М16
Ширина нижнего пояса основания корпуса
/>=/>мм
продолжение--PAGE_BREAK--
Принимаем />мм
10. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Входной вал:
Исходные данные
Передаваемый момент />Н*м
Диаметр вала/>мм
Допускаемое напряжение при смятии/>МПа
Полная длина шпонки/>мм
Ширина шпонки/>мм
Высота шпонки/>мм
Глубина паза вала/>мм
Расчет
Расчет ведется на смятие боковых граней, выступающих из вала
/>=/>МПа
Менее допускаемого напряжения при смятии. Прочность шпонки обеспечена.
Промежуточный вал:
Исходные данные
Передаваемый момент />Н*м
Диаметр вала/>мм
Допускаемое напряжение при смятии/>
Полная длина шпонки/>мм
Ширина шпонки/>мм
Высота шпонки/>мм
Глубина паза вала/>мм
Расчет
/>=/>МПа
Менее допускаемого напряжения при смятии. Прочность шпонки обеспечена.
Выходной вал:
Под колесо:
Исходные данные
Передаваемый момент />Н*м
Диаметр вала/>мм
Допускаемое напряжение при смятии/>МПа
Полная длина шпонки/>мм
Ширина шпонки/>мм
Высота шпонки/>мм
Глубина паза вала/>мм
Расчет
/>=/>МПа
Менее допускаемого напряжения при смятии. Прочность шпонки обеспечена.
11. ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазывание зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0.4… 0.8 л на 1 кВт передаваемой мощности:
/>
/>л
Для контактных напряжений н < 600 Мпа и скорости v < 5 м/c рекомендуемое масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87 с кинематической вязкостью 41...51 сСт.
12. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА РЕДУКТОРА
Внутренний объем редуктора определяем по сборочному чертежу:
/>/>м3
Вращающий момент на выходе редуктора:
/>Нм
Отношение внутреннего объема к вращающему моменту на выходе::
/>=/>
ЛИТЕРАТУРА
Томило С.С., Шинкевич А.Н. и др. Кинематика и энергетика приводной станции.-Мн. Ротапринт БГАТУ, ЛП №42, 2000. 13с.
Томило С.С., Шинкевич А.Н. и др. Расчет передач с гибкой связью. -Мн. Ротапринт БГАТУ, ЛП №2, 2000. 28с.
Томило С.С., Шинкевич А.Н. и др. Расчет редукторных передач. -Мн. Ротапринт БГАТУ, ЛП №42, 2000. 62с.
Томило С.С., Шинкевич А.Н. и др. Расчет редукторных валов. -Мн. Ротапринт БГАТУ, ЛП №342, 2001. 39с.
Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. –М.: Высшая школа, 1991. 432с.