Приводная станция

МИНЕСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ РАСТИТЕЛЬНЫХ ПОЛИМЕРОВ»

Кафедра основ конструирования машин

Курсовая работа по теме:

Приводная станция

Санкт-Петербург

2014г

1. Описание привода и редуктора

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

Привод установлен на общей сварной раме и включает в себя:

— электродвигатель АИР 132МS6;

— редуктор типовой цилиндрический;

— цепную передачу с промежуточным валом;

Редуктор — агрегат, содержащий одну или несколько механических передач, заключенных в герметичный корпус.

Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента (Т) приводного вала.

Открытая цепная передача — тихоходная передача; в приводе стоит между редуктором и рабочей машиной.

Исходные данные Синхронная частота вращения вала электродвигателя 1000 мин-1;

Редуктор типовой цилиндрический одноступенчатый;

Другие виды передач: цепная передача с промежуточным валом;

Муфты стандартные;

Основные параметры:

Режим работы трехсменный;

Условия эксплуатации: нагрузка-постоянная, равномерная.

Срок службы привода при трехсменной работе- 8 лет.

Кинематический расчет привода Составление кинематической схемы привода Кинематическая схема привода представлена на рис. 1.

Рис. 1 — Кинематическая схема привода

2. Определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу

Мощность, которую получает рабочая машинаPр.м.(требуемая мощность), всегда меньше мощности, отдаваемой электродвигателем (затраченная мощность), так как при передаче к рабочей машине она теряется во всех узлах трения привода. Это — закон для всех приводов. Общие потери мощности учитываются коэффициентом полезного действия (КПД) привода.

кВт,

где зокоэффициент полезного действия привода, ;

КПД цилиндра одноступенчатого редуктора, ;

— КПД открытой цепной передачи, ;

;

0,95Ч0,95Ч0,99=0,8935

кВт ЭлектродвигательАИР132S6УЗГОСТР.51 689−2000

Размеры электродвигателей серии АИР и RA исполнения IM 1081

Рис. 2

P?. ном. = 5,5кВТ;n?=960мин-1; d1=38мм;l1=80мм; l30=460мм; b1=10мм; h1=8мм; d30=288мм; l10=140мм; l31=89мм; d10=12мм; b10=216мм; h=132мм; h10=13мм; h31=325мм. 1] с. 26, табл.3 и с. 28, табл. 5.

3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его на составляющие

Общее передаточное число Uо привода определяется по формуле:

Uо=

— асинхронная (рабочая) частота вращения вала двигателя, мин-1;

— частота вращения вала рабочей машины, мин-1;

Расчетное передаточное число редуктора:

Uр.р., где Uо.п. — передаточное число открытой цепной передачи;

ПринимаемUо.п.=2,7[1]с.25, табл.2.

Тогда

Необходимый вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Т2== (Н.•м) Выбираем типовой одноступенчатый цилиндрический редуктор ЦУ-160 с передаточным числом Uр.=6,3 и Тт=1000 Н•м. Допускаемая радиальная нагрузка на входном валу — 1000 Н; на выходном валу — 4000 Н.

Редуктор ЦУ — 160−6,3−21-КУЗ (см. приложение 2)

=2,7

Передаточное число открытой цепной передачи оказалось в пределах рекомендуемых величин [1]с. 25, табл.2.

Рис. 3

Размеры конического конца входного и выходного вала с наружной резьбой.

Рис. 4

Фактическая расчетная мощность электродвигателя

кВт привод муфта вал мощность

4. Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода

Определение мощности на валах.

— на валу рабочей машины: кВт

? на выходном валу редуктора: кВт

? на входном валу редуктора: кВт

? на валу электродвигателя: кВт

— на промежуточном валу: кВт Определение частоты вращения валов.

? на валу электродвигателя:

? на входном валу редуктора:

? на выходном валу редуктора:

? на валу рабочей машины:

— на промежуточном валу:

Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины.

Определение вращающих моментов на валах.

? на валу двигателя: НЧм

? на входном валу редуктора: НЧм

? на выходном валу редуктора: НЧм

? на валу машины: НЧм

— на промежуточном валу: НЧм

5. Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета:

Передаточное число u =2,7;

Частота вращения шестерни n1=152,38мин-1;

Частота вращения колеса n2=56,44мин-1;

Вращающий момент на шестерне Т1=299,57НЧм;

Срок службы привода при трехсменной работе — 8 лет.

Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство мелкосерийное.

Минимальное число зубьев ведущей звездочки.

z1min=29−2ЧU=29−2Ч2,7=23,6

Принимаем z1=25

Определение числа зубьев ведомой звездочки.

z2=UЧz2=23Ч2,7=67,5

Принимаем z2=67

Определение коэффициента эксплуатации.

При умеренных ударных нагрузках принимаем КД=1,5; коэффициент влияния межосевого расстояния КА=1,0 при a=(30−50)p; при горизонтальном расположении передачи КН=1,0; при нерегулируемом натяжении цепи КРЕГ=1,25; при периодической смазке КСМ=1,3; при трехсменной работе КРЕЖ=1,45 [2]с. 25 табл. 9.

С учетом принятых значений коэффициентов получаем КЭ =КДЧКАЧКНЧКРЕГЧКСМЧКРЕЖ=1,5Ч1,0Ч1,0Ч1,25Ч1,3Ч1,45=3,54

Определение шага цепи.

Среднее допускаемое давление в шарнирах приn1=152,38 мин-1;

МПа Тогда шаг цепи

P?мм Принимаем цепь ПР-38,1−127 ГОСТ 13 568–97 с шагом Р=38,1 мм и разрушающей нагрузкой Fp=127 кН с. 8 табл.1.

Диаметры делительной окружности звездочек.

Ведущей звездочки:

мм;

Ведомой звездочки:

мм;

Средняя скорость цепи.

м/с;

Окружная сила, передаваемая цепью.

Н;

Давление в шарнирах цепи.

МПа, где А=394 мм2 — площадь опорной поверхности шарнира с. 24 табл.7.

Допускаемое давление в шарнирах цепи с шагом 38,1 мм [Р0]=29 МПа с. 24 табл.8. Поэтому условие Р0?[Р0] выполняется.

Предварительное значение межосевого расстояния.

а=(30−50)ЧР=(30−50)Ч38,1=(1143ч1905) мм Принимаема=1500 мм.

Необходимое число звеньев цепи.

Lp=

Полученное значение округляем до целого четного числа Lp=126.

Уточненное значение межосевого расстояния.

Для необходимого провисания цепи необходимо уменьшить межосевое расстояние на (0,002 — 0,004)б. Уменьшаем б на величину 0,003Чб=3,02 мм с последующим округлением до целого числа. Получаем б=1499 мм.

Проверка цепи по числу ударов о зубья звездочек.

с-1 <[U]=20 c-1

Здесь [U]=20 c-1[2] с. 26 табл.11.

Проверка цепи на прочность.

Коэффициент запаса прочности где Fц — натяжение цепи от центробежных сил,

m — масса одного метра цепи, m=5,5 кг с. 8 табл.1.

F0 — натяжение цепи от силы тяжести. Для горизонтально расположенной передачи F0=KfЧmЧgЧб=6Ч5,5Ч9,81Ч1,499=485H;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S]=8,9 c.27 табл.12.

Условие прочности соблюдается Определение размеров звездочек.

Диаметр окружности выступов ведущей звездочки где k — коэффициент высоты зуба. При d1=22,23 мм c. 8 табл1; k=0,575 c.16 табл.5.

мм.

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки мм.

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки мм.

Диаметр окружности впадин ведомой звездочки мм.

6. Предварительный расчет и конструирование промежуточного вала

Ведущий вал — вал шестерня.

Из условия на кручение:

где

;

где ;

;

мм, где d1 — диаметр выходного конца;

;

d1=50 мм

d2=d1+10=50+10=60 мм Рис. 5

По диаметру подбираем манжету:

Рис. 6

Манжета 2.1. 6085−1 ГОСТ 8752–79;

Манжета типа 2, выбранная нами, предотвращает вытекание жидкости и защищает от проникновения пыли.

где большой диаметр манжеты;

ширина манжеты.

Из условия подбора подшипников должен быть кратен 5:

мм, где — диаметр под подшипник.

d4=d3+5=65+5=70 мм,

d5=50 мм.

Выбор подшипников промежуточного вала.

Подшипник — сборочный узел, являющийся частью опоры или упора и поддерживающий вал, ось или иную подвижную конструкцию с заданной жёсткостью. Фиксирует положение в пространстве, обеспечивает вращение, качение или линейное перемещение с наименьшим сопротивлением, воспринимает и передаёт нагрузку от подвижного узла на другие части конструкции.

Подшипник подбираем по=65.

1313 — международное обозначение подшипника.

Направление воспринимаемых нагрузок — радиальное. Допускают значительные перекосы внутреннего кольца (вала) относительно наружного кольца (корпуса).

Подшипник соответствует стандарту ГОСТ 28 428.

Рис. 7

Крышку подшипника выбирают, опираясь на внешний диаметр: D=140:

УМ 140 ГОСТ 13 218.1

Dк=140, мм; В=52, мм; В1=58, мм Интересующие размеры, см. [5]

Рис. 8

7. Выбор стандартной муфты. Проверка элементов муфты

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

Расчетный вращающий момент, действующий на муфту:

НЧм Муфта упругая втулочно-пальцевая.

Муфты получили широкое распространение в приводах машин с малыми и средними вращающими моментами, благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены резиновых упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность, и их применение целесообразно при установке соединяемых изделий на рамах большой жесткости (сварных рамах). Сборку соединяемых изделий необходимо проводить с высокой точностью.

Муфта между валом электродвигателя и входным валом редуктора.

НЧм к=2,0-коэффициент динамической нагрузки, для данного случая.

НЧм Зная ТР= 100,26НЧми d=38мм, d1=45мм подбираем муфту.(из ГОСТ 21 424–93)

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250−38−2-45−4 У3 ГОСТ 21 424–93

Резиновые упругие элементы муфты проверяют на смятие. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки.

см]=2, допускаемое напряжение смятия.

см=

Пальцы муфты проверяют на изгиб где с — зазор между полумуфтами, мм;

и]=(0,4−0,5)Т — допускаемые напряжения изгиба,

Материал пальцев — сталь 45 ГОСТ 1050–88, Т=360, Радиальную силу Fм, действующую на вал, вследствие несоосности соединяемых валов, определяют по эмпирической формуле:

Н

Н Где Тiвращающий момент на соединяемом валу привода, Н•м.

Интересующие размеры и параметры, муфты упругой втулочно-пальцевой 250−38−2-45−4 У3 ГОСТ 21 424–93 находим из ГОСТ 21 424–93.

Рис. 9

Муфта между выходным валом редуктора и валом открытой передачи.

d2=55, мми d3=50, мм ТР=к ТI ТН, НЧм ТР=2,0 299,57=599,14н]=1600НЧм Муфта 1 — 1600- 50 — 1 — 55 — 2 У2 ГОСТ 50 895–96

Проверка на смятие и изгиб.

см=2000ТР/0,9(d0)2bсм], Н/мм2,

Где Tpрасчетный вращающий момент, Н•м;d0 — делительный диаметр зубчатого соединения, d0=m, мм; m-модуль зубьев, мм; z-число зубьев полумуфты, bдлина зуба, мм; см] - допускаемое напряжение смятия, см]=(12−15)

d0=2,5Ч38=95, мм;

Н;

Н Где Тi — вращающий момент на соединяемом валу привода, НЧм.

Рис. 10

1. «Кинематические расчеты приводов машин»: методические указания для самостоятельной подготовки студентов к выполнению курсового проекта/ сост. А. Л. Кириленко, А. Б. Коновалов, М. В. Аввакумов.-Изд.2-е, испр.- СПБГТУРП. СПБ., 2011.

2. «Расчет цепных передач»: методические указания / сост. М. В. Аввакумов, А. Б. Коновалов; СПбГТУРП.-Спб., 2013.

3. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. Пособие для студ. техн. спец. вузов / П. Ф. Дунаев.- 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2003.

4. М. В. Аввакумов, В. О. Варганов, В. А. Романов «ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА» Методические указания для выполнения курсовой работы, 2014 г.