Учебная работа № 37577. Пути снятия затрат на производство и реализацию продукции

Выдержка из похожей работы

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в сельском хозяйстве.
Заданием на курсовой проект предусмотрено спроектировать приводную станцию.
Приводная станция включает в себя электродвигатель, редуктор коническо-цилиндрический.
Редуктор служит для передачи крутящего момента от электродвигателя к потребителю,Он позволяет получить выигрыш в моменте за счет уменьшения частоты вращения.
В результате на выходе из редуктора мы получаем большой крутящий момент и малую частоту вращения.

1,Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КИНЕМАТИКИ.
Pт — мощность, затрачиваемая на технический процесс;
nт — частота вращения технологического вала;
ήi — значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках;
Ui — значение передаточных чисел передач в рациональном диапазоне;
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ КИНЕМАТИКИ.

1.1 Определяем потребную мощность электродвигателя

по формуле 1.1 [1]

где — общий КПД привода по формуле 1.2 [1];
Принимаем по табл.1.1 [1]
КПД ременной передачи ;
КПД конической передачи ;
КПД цилиндрической передачи ;
КПД муфты соединительной ;
КПД подшипников качения (3-и пары) .

1.2 Определяем частоту вращения электродвигателя

nэ = nт ∙Uприв;

где Uприв — передаточное число редуктора

Uприв=Uрем∙Uред =Uрем∙UК ∙Uт;

Рекомендуемые значения передаточных чисел

Uрем = 1,8…3;
UК = 3.15…6.3;
Uт =2.5…5.6.

Определяем частоту вращения электродвигателя.

nэ = об/мин.

Для заданной станции принимаем электродвигатель марки 4АМ112М4УЗ по приложению П1 [1]., номинальная мощность которого — 5.5 кВт, частота вращения вала — 1445мин-1, а диаметр вала — 28мм.
Для электродвигателя с частотой оборотов 1445мин-1 передаточное отношение привода будет равно:

Принимаем передаточное число ременной передачи

Uрем=2,2,
тогда ,

1.3 Определяем и рассчитываем частоту вращения редуктора

Частота вращения входного вала редуктора:

мин-1

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

мин

Частота вращения выходного вала редуктора:

мин

Проверка: n3»nвых.45=45

1.4 Определяем мощность на валах привода

Рассчитываем мощность на ведущем шкиве:

приводная станция редуктор передача
Рассчитываем мощность на входном валу редуктора (на ведомом шкиве):

кВт;

Рассчитываем мощность на промежуточном валу редуктора:

кВт;

Рассчитываем мощность на выходном валу редуктора:

кВт;
Проверка: 1,5=1,5

1.5 Угловые скорости валов привода

рад/с

1.6 Крутящие моменты на валах привода

1.7 Производим ориентировочный расчет валов редуктора

Диаметр выходного конца входного вала редуктора (диаметр под ведомым шкивом):

==18,35 мм;

где ;
Принимаем мм.
Диаметр промежуточного вала:

мм;

где .
Принимаем мм.
Диаметр выходного вала под муфтой:

мм;

где .
Принимаем мм.
2,Расчет ременной передачи

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Тип передачи — плоскоременная;
— мощность на ведущем шкиве;
— частота вращения ведущего шкива;
— передаточное число ременной передачи;
PP=ВТ — режим работы передачи, условия тяжелые;
— угол наклона передачи к горизонту;
— допускаемая частота пробегов ремня в единицу времени.
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
— плотность материала ремня;
E=80 Mпа — приведенный модуль продольной упругости материала ремня;
— напряжение от предварительного напряжения ремня;
— допускаемое напряжение растяжения ремня.

2.1 Определяем геометрические размеры передачи, согласовывая их со стандартами

— диаметр малого шкива
;

Принимаем по ГОСТ =100мм;

— диаметр большего шкива
;

Принимаем по ГОСТ =224 мм;
Межосевое расстояние предварительное:

;
;

Длина ремня ;

=;
=1168,54мм;

Принимаем =1250 мм.
Межосевое расстояние уточненное:

2.2 Определяем угол обхвата малого шкива

2.3 Определяем скорость ремня

м/с < 25м/с. 2.4 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем C .4 Определяем количество клиновых ремней 1,96 Принимаем Z=2 2.5 Определяем силу предварительного натяжения 2.6 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней ; Н 2.7 Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей 2.8 Определяем силу давления на вал Проверочный расчет 2.9 Расчет прочности 2.10 Проверяем условную долговечность ремней 2.11 Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи 3,Расчет цилиндрической передачи Тихоходная ступень Рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи. ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ: =1,5 кВт - мощность на колесе цилиндрической передачи; =45 - частота вращения колеса; - передаточное число передачи; - угол наклона зубьев; час - срок службы передачи; - режим работы передачи, приведенный к стандартному. материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса - ТВЧ, с твердостью HB 360, шестерни - закалка ТВЧ, с твердостью HB 350; Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1]) Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см,табл.3.2 [1]) Число циклов напряжений для шестерни и колеса ; Определяем коэффициент долговечности по формуле стр.33 [1] Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [SH] =1.2 Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев по таб.3.1 [1] примем (см,табл.3.1 [1]). Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см,с.36 [1]). Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см,формулу 3.7 [1]). мм; Принимаем по ГОСТ 2185-66 (см,с.36 [1]) мм Нормальный модуль зацепления Принимаем по ГОСТ 9563-60 (см,с.36 [1]) Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса: Уточняем значение угла β: . Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: ; , проверка: . Диаметры вершин зубьев: ; , диаметры впадин: ; . Ширина колеса: . Ширина шестерни: . Окружная скорость колеса тихоходной ступени: . При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений: . По табл.3.5 [1] при , консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см,табл.3,4 [1]).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см,таб.3.6 [1]).

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Недогрузка %<5% Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени: окружная: Определим тип используемых подшипников: ; следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см,форм.3.25 [1]: Коэффициент нагрузки По табл.3.7 [1] при , несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ>350, значения .
По табл.3.8 при твердости НВ>350, скорости и 8-й степени точности ,Итак .
YF — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни
для колеса

При этом YF3 =4,153 и YF4 =3,61 см