Курсовая работа по дисциплине «Детали машин» «Привод ленточного конвейера». Скачать бесплатно

Для  того, чтобы просмотреть полный текст работы с формулами и рисунками, скачайте файл по ссылке внизу страницы. Файлы с исходными и результатными данными прилагаются

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»
«Привод ленточного конвейера»



СОДЕРЖАНИЕ
Введение
Техническое задание
1. Определение ресурса приводного устройства………………………4
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода:
а) определение мощности и частоты вращения двигателя…………....5
б) определение передаточного числа привода и его ступеней………..6
в) определение силовых и кинематических параметров привода…….7
3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение
допускаемых контактных и изгибных напряжений………………........10
4. Расчет закрытой передачи…………………………………………….12
5. Расчет открытой передачи…………………………………………….18
6. Нагрузки валов редуктора:
а) определение сил в зацеплении закрытых передач…………………..23
б) определение консольных сил……………………………………........23
7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора………...24
8. Расчетная схема валов редуктора…………………………………….30
9. Проверочный расчет подшипников…………………………………..38
10. Выбор муфт…………………………………………………………...42
11. Проверочный расчет шпонок………………………………………..43
12. Проверочный расчет валов…………………………………………. 45
13. Определение массы и технического уровня редуктора……………50
Список используемой литературы



Введение
В данной работе производится расчет привода ленточного транспортера.
Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.
В ходе работы над проектом делается анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.
Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.



Поз. Элементы схемы Исходные данные Знач.
1. Двигатель Тяговая сила цепи F, вН 2,6
2. Плоскоременная передача Скорость тяговой цепи V, м/с 0,65
3. Цилиндрический редуктор Шаг тяговой цепи Р, мм 100
4. Упругая муфта с торообразной оболочкой Число зубьев звездочки, z 7
5. Ведущие звездочки конвейера Допускаемое отклонение скорости тяговой , %
6
6. Тяговая цепь
7. I, II, III, IV - валы Срок службы привода , лет
4



1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА


1.1. Определяем ресурс привода Lh, ч:
Lh=365LrtcLc

где Lr- срок службы привода
tc- продолжительность смены
Lc- число смен
Lh=365482=23360 ч

1.2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh=233600,85=19856 ч.

Место установки Lr tc Lc Lh Характер нагрузки Режим работы
- 4 8 2 19856 Умеренные колебания нереверсивный


2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
РАСЧЁТ ПРИВОДА.


2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.
а) определяем требуемую мощность рабочей машины Ррм,
Ррм = FV = 2,60,65= 1,69 кВт.
б) определяем общий коэффициент полезного действия
(КПД) привода:
 = зпопмпкпс ,
где по таб. 2.2.
зп = 0,96 – КПД закрытой передачи
оп = 0,91 – КПД открытой передачи
м = 0,98 – КПД муфты
пк = 0,99 – КПД подшипников качения
пс = 0,98 – КПД подшипников скольжения
 = 0,960,910,980,99 20,98 2= 0,82
в) определяем требуемую мощность двигателя Рдв , кВт:
кВт.
г) Выбираем тип двигателя
по таб. Ik 9
4АМ112МА8У3
Рном = 2,2 кВт.
nc =750 об/мин – синхронная частота вращения двигателя.
nном = 700 об/мин – номинальная частота вращения двигателя.
2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
а) определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм , об/мин:,
, отсюда ,
где v – скорость тягового органа, м/с;
z – число зубьев звездочки


б) определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном
u =

в) определяем передаточные числа ступеней привода
u = uзпuоп=52,6=13
из таб. 2.3. принимаем uзп = 5
uоп =
г) определяем максимальное отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ∆nрм,, об/мин.
∆nрм= об/мин
д) определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [ nрм ] , об/мин.
[ nрм ] = nрм ±∆nрм
[ nрм ] = 56+3,36 =59,6 об/мин.
[ nрм ] = 56-4 =52,4 об/мин.
е) определяем фактическое передаточное число привода иф:
uф = nном /[ nрм ] = 700/56= 13
ж) уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода
uоп = uф /uзп или uзп = uф /uоп
uоп = uф /uзп = 13/5 = 2,6

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
По таб. 2.4. ДВ-ОП-ЗП-М-РМ находим:
Мощность Р, кВт:
быстроходного вала:
Р1 = Рдвоппк = 2,10,910,99 = 1,89 кВт.
тихоходного:
Р2 = 1,79 кВт.
рабочей машины:
Ррм = 1,71 кВт.
Частоту вращения n, об/мин:
Двигателя:
nном = 700 об/мин.
быстроходного вала:
n1 = об/мин.
тихоходного вала:

n2 = 54 об/мин.
рабочей машины:
nрм = n2 = 54 об/мин.
Угловую скорость , с -1:
двигателя:
с -1
быстроходного вала:
с -1
тихоходного вала:
с -1
рабочей машины:
с -1
Находим вращающий момент Т, Нм:
двигателя:
Тдв = Нм
быстроходного вала:
Т1 = Тдвuопоппк =28,662,60,910,99 =67,13 Нм.
тихоходного вала:
Т2 = Т1uзпзппк = 67,1350,960,99 =319 Нм.
рабочей машины:
Трм = Т2мпс =3190,980,98 =306,36

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112МА8У3 Рном = 2,2 кВт; nном = 700 об/мин
Параметр Передача Параметр Вал
Закрытая
(редуктор) открытая двигателя Редуктора Приводной рабочей машины
Б Т
Переда-
точное
число, u 5 2,6 Расчетная мощность
Р, кВт 2,1 1,89 1,79 1,71
Угловая скорость
,1/с
73,27 28,18 5,64 5,64
КПД,
 0,96 0,91 Частота вращения
n, об/мин 700 270 54 54
Вращающий момент Т, нм 28,66 67,13 319 306,36


3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И
ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.


3.1. Выбираем материал.
сталь 40Х по таб. 3.1.
термообработка – Улучшение
твердость заготовки – 235 … 262 НВ
предел прочности – σв = 790 Н/мм 2
предел текучести – σТ = 640 Н/мм 2
предел выносливости – σ-1 = 375 Н/мм 2
твёрдость шестерни принимаем НВ1 = 170
твёрдость колеса принимаем НВ2 = 150
3.2. Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]н ,
[σ]н01 = 1,8 НВ1 +67 = 1,8170+ 67 = 373,00 Н/мм 2
[σ]н1 = KHL  [σ]н01 = 1373,00 = 373,00 Н/мм 2
где KHL = 1 – коэффициент долговечности для зубьев
[σ]н02 = 1,8 НВ2 +67 = 1,8150 + 67 = 337,00 Н/мм 2
[σ]н2 = KHL  [σ]н02 = 1337,00 = 337,00 Н/мм 2
3.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]F , Н/мм 2
[σ]F01 = 1,03 НВ1 = 1,03170 = 175,00 Н/мм 2
[σ]F1 = KHL  [σ]F01 = 1170,00 = 170,00 Н/мм 2
[σ]F02 = 1,03 НВ2 = 1,03150 = 154,50 Н/мм 2
[σ]F2 = KHL  [σ]F02 = 1154,50= 154,50 Н/мм 2

Механические характеристики материалов цилиндрической передачи

Элемент
передачи Марка
материала Dпред Термооб-
работка НВ σв σТ σ-1 [σ]F [σ]н
Sпред Н/мм 2
Шестерня Сталь 40Х 200 Улучше-ние 170 790 640 375 175 373
Колесо 125 150 154,5 337
4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ


4.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние аw ,мм:
аw >Kа(u+1) KНβ =
= 49,5(5 + 1) 1 = 214,08 мм
где Kа= 49,5 – вспомогательный коэффициент
KНβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
= 0,3 – коэффициент ширины венца
полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по табл. 13.15. и принимаем
аw = 220 мм.
4.2. Определяем модуль зацепления т, мм:
т > мм.
где = 6,8 – вспомогательный коэффициент
- делительный диаметр колеса, мм

- ширина венца колеса, мм.
мм.
Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону
т = 1,5 мм.
4.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

4.4. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до целого числа и принимаем =49
4.5. Определяем число зубьев колеса:
= - =293-49 =244
4.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ∆ uф от заданного и:
uф= ; ∆u = 100% < 3,36%
uф= 4,9 ; ∆u = 2 <3,36%
4.7. Определяем фактическое значение межосевого расстояния аw , мм:
аw = мм.
4.8. Определяем фактические основные геометрические размеры передачи, мм.
а) Основные размеры шестерни:
делительный диаметр
d1 = тz1 /cosβ = 1,549/1 =73,5 мм.
диаметр вершин зубьев
da1 = d1 + 2т = 73,5 +21,5 = 76,5 мм.
диаметр впадин зубьев
df1 = d1 – 2,4т = 73,5 – 2,41,5 = 69,9 мм.
ширина венца
b1 = b2 + (2…4) = 66 + (2…4) = 68…70 мм.
по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b1 = 70 мм.
б) Основные размеры колеса:
делительный диаметр
d2 = тz2 /cosβ = 1,5244/1 = 366 мм.
диаметр вершин зубьев
da2 = d2 + 2т = 366 +21,5 = 369 мм.
диаметр впадин зубьев
df2 = d2 – 2,4т = 366 – 2,41,5 = 362,4 мм.
ширина венца
мм.
по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b2 = 66 мм.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ
4.9. Проверяем межосевое расстояние аw , мм:
аw = (d1 + d2 )/2 = (76,5+366)/2 = 220 мм.
4.10. Проверяем контактные напряжения , Н/мм 2 :
,
где К = 436 – вспомогательный коэффициент
- окружная сила в зацеплении, Н;
= 2Т210 3 /d2 = 23191000/366 = 1743,16 Н.
=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи
м/с.
= 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени передачи (таб. 4.3.).

464,73 < 499
условие прочности выполняется т.к. недогрузка 3,5% не превышает допустимой 10%.
4.11. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм 2:
= ,
= ,
где =1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;


=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес.
=1,13 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени передачи (таб. 4.3.).
и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса
Определяется в зависимости от числа зубьев z1 и z2 :


= 3,65 = 3,63
=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
= ,
условие прочности выполняется < , недогрузка 52%
= ,
Условие прочности выполняется < , недогрузка 56%

Параметры цилиндрической передачи
Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Угол наклона
зубьев β 0 Межосевое расстояние аw 220
Модуль
зацепления т 1,5 Диаметры делительной окружности:
шестерни d1
колеса d2

73,5
366
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2

70
66
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
49
244 Диаметр окружности вершин:
шестерни dа1
колеса dа2

76,5
369
Вид зубьев прямозубая Диаметр окружности впадин:
шестерни df1
колеса df2

69,9
362,4
Проверочный расчет
параметр Допуска-емые значения Расчетные значения Примечание
Контактные напряжения ,
Н/мм 2 499,00 325 3,5%
Напряжения изгиба, Н/мм 2
267,80 147,1 56%

247,20 146,3 52%
5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

5.1. Определяем диаметр ведущего шкива d1 , мм:
d1 = (35…70) = 98…196 мм.
где = 2,8 – толщина ремня, мм.
принимаем
d1 = 100 мм.
5.2. Определяем диаметр ведомого шкива d2 , мм:
d2 = d1uоп(1 - ) = 1002,6(1 -0,01) = 257,4 мм.
где =0,01…0,02 – коэффициент скольжения.
полученное значение округляем по таб. К40. до стандартного ближайшего числа и принимаем:
d2 = 250 мм.
5.3. Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение ∆иф от заданного и:
uф = ; ∆u = % < 3%:
uф = 2,62 ; ∆u = =0,73%
5.4. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а , мм:
а > 1,5(d1 + d2) = 1,5(100 + 260) = 540 мм.
5.5. Определяем расчетную длину ремня l , мм:
l = =
= =1657,05
округляем до стандартного ближайшего числа по таб. К31.
l = 1700 мм.
5.6. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине а , мм:
а = =
=
= 561,7 мм.
5.7. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:

5.8. Определяем скорость ремня , м/с:
м/с < ,
= 35 м/с – допускаемая скорость.
5.9. Определяем частоту пробегов ремня U, с -1:
U = /l = 3,661000/1700 = 2,15 < [U ],
где [U ]= 15 с -1 – допускаемая частота пробегов.
5.10. Определяем окружную силу, передаваемую ремнем Ft , Н:
Ft = = 611,1 Н.
5.11. Определяем допускаемую удельную окружную силу , Н/мм 2 :
=
= [0.9]10,951,030,81,130,85 = 0,68 Н/мм 2 .
где - допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм 2 :Определяется по таб. 5.1. интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d1.
С – поправочные коэффициенты таб. 5.2.
5.12. Определяем ширину ремня b , мм.
320,9 мм.
по таб. 13.15. принимаем b = 321 мм.


5.13. Определяем площадь поперечного сечения ремня А , мм2.
А = b = 2,8321 = 898 мм2.

5.14. Определяем силу предварительного натяжения F0 , Н.
F0 = А = 8982 = 1796 Н.
где , Н/мм 2 – предварительное напряжение таб. 5.1.
5.15. Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н:
Н;
Н;
5.16. Определяем силу давления ремня на вал Fоп , Н:
3539,31Н.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
5.17. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм 2 :
,
где а) - напряжение растяжения, Н/мм 2 :
2,34 Н/мм 2
б) - напряжение изгиба, Н/мм 2 :
4,8 Н/мм 2 .
здесь = 80…100 мм 2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.
в) - напряжение от центробежных сил, Н/мм 2 :
0,015 Н/мм 2
где = 1000…1200 кг/м 3 – плотность материала ремня.
,
Условие прочности выполняется.


Параметры плоскоременной передачи, мм

Параметр Значение Параметр Значение
Тип ремня Плоский Частота пробегов ремня U, 1/с 2,15
Межосевое расстояние а 561,7 Диаметр ведущего шкива d2 , мм. 100
Толщина ремня , мм 2,8 Диаметр ведомого шкива d2 , мм 260
Ширина ремня b , мм 321 Максимальное напряжение , Н/мм 2 7,15
Длина ремня l , мм 1700 Предварительное натяжение ремня F0 , Н 1796
Угол обхвата малого шкива , град.
163,55 Сила давления ремня на вал Fоп , Н 3539,31


6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА


6.1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач.
а) на шестерни:
окружная
Ft1 = Ft2 = 1594,24 Н.
радиальная
Fr1 = Fr2 = 580,26 Н.
б) на колесе:
окружная
Ft2 = = 1743,16 Н.
радиальная
Fr2 = = 634,45 Н.
где = 20 - угол зацепления.
6.2. Определяем консольные силы.
3592 Н.
FМ = 2232,57 Н.

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1. Выбираем материал для валов.
сталь 40ХН по таб. 3.1.
термообработка – Улучшение
твердость заготовки – 235 … 262 НВ
предел прочности – σв = 790 Н/мм 2
предел текучести – σТ = 640 Н/мм 2
предел выносливости – σ-1 = 375 Н/мм 2 .
7.2. Выбираем допускаемые напряжения на кручение
[ ] = 10 – для быстроходного вала
[ ] = 20 – для тихоходного вала
7.3. Определяем геометрические параметры ступеней валов.
а) вал – шестерня цилиндрическая
под шкив
мм.
здесь Мк = Т1 – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d1 = 34 мм.
l1 = (1,2 … 1,5)d1 = (1,2 … 1,5)34 = 40,8…51,0 мм.
по таб. 13.15. принимаем
L1 = 46 мм.
l3 - определяется графически на эскизной компоновке.
L3 = мм.
под подшипник
d4 = d2 = 55 мм.
L4 = B + c = 21 +2=23 мм.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
L4 = 23 мм.
L2 = 1,5d2 = 1,555 = 82,5 мм

упорная или под резьбу
d5 = d3 +3f = 67,8 мм.
где f = 2 – ориентировочная величина фаски ступицы.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего
стандартного числа.
d5 = 68 мм.
L5 – определяем графически.
L5 = мм.
7.4. Предварительно выбираем подшипники качения.
а) для вала шестерни цилиндрической
Роликовые конические однорядные
Средняя широкая серия 7607 ГОСТ 27365-87
d = 35, D = 80, T = 33,0, b = 31, c = 27, r = 2,5, r1 = 0,8, Сr = 76,0 кН, C0r = = 61,5 кН, е = 0,296, Y = 2,026, Y0 = 1,114
б) для колеса
Радиальные шариковые однорядные
Легкая серия 210 ГОСТ 8338-75
d = 50, D = 90, B = 20, r = 2, Сr = 35,1 кН, C0r = 19,8 кН,
под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2 = d1 + 2t = 39мм.
где t = 2.5 – высота буртика
полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа
d2 = 40 мм.
l2 = 1,5d2 = 1,540 = 60 мм
по таб. 13.15. принимаем
l2 = 53 мм.
под шестерню
d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм
где r = 2,5 – координата фаски подшипника.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d3 = 48 мм.
l3 - определяется графически на эскизной компоновке.
L3 = мм.
Под подшипник
d4 = d2 = 40 мм.
L4 = T + c = 33 +1,5 = 34,6 мм.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
L4 = 34 мм.

Рис.7.1. Эскиз быстроходного вала

б) вал колеса
под полумуфту
мм.

здесь Мк = Т2 – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
Полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа - d1 = 44 мм.
l1 = (1 … 1,5)d1 = (1 … 1,5)44 = 44…66 мм.
по таб. 13.15. принимаем
l1 = 52 мм.
под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2 = d1 + 2t = 44 + 22,8 = 49,6 мм.
где t = 2.8 – высота буртика
полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа
d2 = 50 мм.
l2 = 1,25d2 = 1,2550 = 62,5 мм
по таб. 13.15. принимаем
l2 = 63 мм.
под колесо
d3 = d2 + 3,2r = 50 + 3,22,5 = 58 мм
где r = 2,5 – координата фаски подшипника.
полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.
d3 = 58 мм.



Рис.7.2. Эскиз тихоходного вала


Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал
Сталь 40Х
σ-1 = 380 Н/мм 2
σТ = 630 Н/мм 2
σв = 800 Н/мм 2 Размеры ступеней, мм Подшипники
d1 d2 d3 d4 Типо-
размер dDB(T) Динами-ческая
грузоподъ-ёмность
Сr ,кН Статическая
грузо-
подъём-ность
C0r ,кН
l1 l2 l3 l4
Быстроход-ный 34 55 63 55 Роликовые
конические
7607 358033 76,0 61,5
46 60 - 34
Тихоходный 44 50 58 55 Радиальные
шариковые
209 458519 35,1 19,8
52 63 - 22









8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

8.1. Определение реакций в подшипниках (быстроходный вал).
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Дано: Ft1 = 1594,24 Н, Fr1 = 580, 26 Н, Fоп = 3592 Н, d1 = 76,5 мм, Lб = 112 мм, Lоп = 73 мм.
Горизонтальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции, Н:

Ft1  Lб /2 + RDX  Lб =0
Н.

Н.
Проверка:

797,12 – 1594,24 + 797,12 = 0
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Нм.

Вертикальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции, Н:


Н.


Н.
Проверка

- 3592 + 6223 - 2051 – 580,26 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Нм.

= -3592129 + 622356 = -114 Нм.
Нм.

Строим эпюру крутящего момента, Нм.
Нм.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н.
Н.
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в опасных сечениях.
Нм.
Нм.


8.2. Определение реакций в подшипниках (тихоходный вал).
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Дано: Ft2 = 1743,16, Fr2 = 634,45, Fм = 2232,57, d2 = 366 мм, LТ = 110, LМ = 114,5
Горизонтальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции, Н.

Проверка

-3195,48 + 1743,16 + 3685 – 2232,57 = 0
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Нм.

= -3195,48110 + 1743,1655 = -255 Нм.

Вертикальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции, Н.

Fr2  LT /2 + RBУ  LТ = 0

Н.

Fr2  LT /2 + RАУ  LТ = 0
Н.
Проверка

-317,2 + 635,45 – 317,2 = 0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Нм.
Нм.

Строим эпюру крутящего момента, Нм.
Нм.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н.
Н.
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в опасных сечениях.
Нм.
Нм.


9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

9.1. Проверяем пригодность подшипников 7608 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора, работающего с умеренными колебаниями.
Частота вращения кольца подшипника n1 = 270 об/мин.
Реакции в подшипниках R1 = 6273,8 Н, R2 = 2200,45 Н.
Характеристика подшипников: Сr = 76,0 кН, Х = 0,4 , е = 0,296, Y = 2,026, V = 1, Кб = 1,3, КТ = 1, а1 = 1, а23 = 0,7.
Требуемая долговечность подшипника Lh = 35000 ч.
Подшипники установлены по схеме в распор.
а) Определяем составляющие радиальных реакций:
Rs1 = 0,83 еRr1 = 0,830,2966273,8 = 865,09 Н.
Rs2 = 0,83 eRr2 = 0,830,2962200 = 234,05 Н.
б) Определяем осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6.). Так как Rs1 < Rs2 , то
Ra1 = Ra2 = Rs2 = 865,09 Н.
в) Определяем отношения:


г) По соотношению > e и < e выбираем соответствующие формулы для определения RE :
RE1 = ( XVRr1 + YRa1 )КбКТ =
= (0,41952,68 + 2,026865,09)1,31 = 2773,88 Н.
RE2 = VRr2КбКТ = 13521,211,31 = 4577,57 Н.
д) Определяем динамическую грузоподъёмность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.
е) Определяем долговечность подшипника
.

9.2. Проверяем пригодность подшипников 210 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора, работающего с умеренными колебаниями.
Частота вращения кольца подшипника n = 53,6 об/мин.
Реакции в подшипниках R1 = 1947,16 Н, R2 = 2053,48 Н.
Характеристика подшипников: Сr = 33,2 кН, C0r = 18,6 кН, Х = 0,56, V = 1, Кб = 1,3, КТ = 1, а1 = 1, а23 = 0,7.
Требуемая долговечность подшипника Lh = 35000 ч.
Подшипники установлены по схеме в распор.
а) Определяем отношение

б) Определяем отношение

в) По соотношению < e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника.
RE = VRr1КбКТ = 11947,161,31 = 2531,31 Н.
г) Определяем динамическую грузоподъёмность:

Подшипник пригоден.
д) Определяем долговечность подшипника
.

10. ВЫБОР МУФТ

10.1. Определяем расчетный момент
Тр = Кр  Т2 = 1,5319 = 478,00 Нм.
Кр = 1,5 – коэффициент режима таб. 10.26.
10.2. Выбираем номинальный момент исходя из условия
Тр < T
Т = 315 Нм
Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой 315-1-45-1-У2 ГОСТ 20884-93



Рис 8.1. Муфта упругая с торообразной оболочкой
Размеры муфты: Материал полумуфт — Ст3 (ГОСТ 380–71); материал упругой оболочки — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.


11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК

где: - площадь смятия, мм2 .
= (0,94h – t1 )lp
где t1 - глубина паза,
lp – рабочая длина шпонки.
Принимаем = 120 Н/мм2 .
так как привод работает при умеренных колебаниях, то снижаем на 20%
= 1200,8 = 96 Н/мм2 .
11.1. Проверяем шпонку на быстроходном валу под шкивом
Шпонка 8728 ГОСТ 23360-78
lp = 28 – 8 = 20 мм.
= (0,947 – 4)20 = 51,6 мм2 .

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.
11.2. Проверяем шпонку на тихоходном валу под муфтой.
Шпонка 14945 ГОСТ 23360-78
lp = 45 – 14 = 31 мм.
= (0,949 – 5,5)31 = 91,76 мм2 .

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.
11.3. Проверяем шпонку на тихоходном валу под колесом.
Шпонка 14936 ГОСТ 23360-78
lp = 36 – 14 = 22 мм.
= (0,949 – 5,5)22 = 65,12 мм2 .

Условие прочности выполняется, шпонка подходит.

12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

12.1. Быстроходный вал

Условие прочности
S [ S ]
Принимаем [ S ]= 1,6
Определяем источник концентрации напряжения в опасном сечении:
Концентрация напряжений на второй ступени:
- посадка подшипника с натягом;
- ступенчатый переход галтелью.
а) посадка подшипника с натягом
интерполированием таб. 11.2. находим

б) ступенчатый переход галтелью
t = (d3 – d2)/2 = (60 – 50)/2 = 5; r = 2

Кd = 0,73
1,94/0,73 = 2,66
Наибольший опасный концентратор – посадка подшипника с натягом.
Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2 .
а) Нормальное напряжение
Н/мм2 .
где - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
мм3 .
б) касательные напряжения
Н/мм2 .
где - полярный момент инерции.
= 0,2 8575 мм3 .
3. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где = 1 – коэффициент влияния шероховатости по таб. 11.4.
Интерполированием по таб. 11.2. находим
4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2 .
Н/мм2 .
=380 предел выносливости задача 7.
Н/мм2 .
- предел выносливости
= 0,58 = 0,58380 = 220,4 Н/мм2 .
5. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Н/мм2 .
Н/мм2 .
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Условие прочности выполняется.
12.2. Тихоходный вал.
1. Определяем источник концентрации напряжения в опасном сечении:
Концентрация напряжений на второй ступени:
- посадка подшипника с натягом;
- ступенчатый переход галтелью.
а) посадка подшипника с натягом.
Интерполированием таб. 11.2. находим
б) ступенчатый переход галтелью
t = (d3 – d2)/2 = (56 – 45)/2 = 5,5; r = 2,5
Кd =
1,94/0,693 = 2,80
Наибольший опасный концентратор – посадка подшипника с натягом.
2, Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2 .
а) Нормальное напряжение
Н/мм2 .
где - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
мм3 .
б) касательные напряжения
Н/мм2 .
где - полярный момент инерции.
= 0,2 18225 мм3 .
3. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где = 1 – коэффициент влияния шероховатости по таб. 11.4.
Интерполированием по таб. 11.2. находим
4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

Н/мм2 .
=380 предел выносливости задача 7.
Н/мм2 .
- предел выносливости
= 0,58 = 0,58380 = 220,4 Н/мм2 .
5. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Н/мм2 .
Н/мм2 .
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Условие прочности выполняется.



13. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАССЫ И ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

13.1. Определяем массу редуктора:


где = - коэффициент заполнения, определяем по рис 12.1., в зависимости от межосевого расстояния aw ,
= 7,4 кг/м3 – плотность чугуна;
V – условный объём редуктора.
V = LBH =378298366=41227704 мм3 .
m = 0,437,41034122770410-9=131,2 кг.

13.2. Определяем критерий технического уровня редуктора:
Технический уровень редуктора
Тип редуктора Масса
т, кг Момент
Т2, Нм Критерий

Вывод
Цилиндрический
одноступенчатый 131,2 185,33 0,71 Технический уровень очень низкий, редуктор морально устарел.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1999. – 432 с.
2. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2000.
3. Детали машин и основы конструирования: Учебное пособие/ ред.М.Н.Ерохин. – М.: Колос С, 2004. – 462 с.
4. Д.В.Чернилевский. Проектирование приводов технологического оборудования: Учеб.пособие. – 3-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2003. – 560 с.
5. В.Г.Клоков. Расчет и проектирование деталей передач, в 2-х ч. Ч 2: Учебное пособие для выполнения курс.проекта по деталям машин. – М.: МГИУ, 2001. – 55 с.
6. Расчет зубчатых передач: Учеб.пособие для выполнения курсового проекта. В 2-х ч. Ч.1. – М.: МГИУ, 2000. – 52 с.
7. В.И. Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. Том2 – М.: Машиностроение, 200. – 900 с.


 

Скачать одним архивом (бесплатно):




Использование материалов сайта с целью размещения на сторонних ресурсах ЗАПРЕЩЕНО


Не подходит работа? Нет материала? Не знаешь как сделать? Воспользуйся работой на заказ!

/td