|
Курсовая работа: Привод к скребковому конвееруРасчет клиноременной передачи Выбор типа сечения ремня По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения Определяем диаметра ведомого шкива d2 d2= d1u( 1-ε ) (2.26) где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81] d1=100 мм [1;с.89] d2=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм Принимаем d2=355, по таблице К40 [1;с.449] Уточняем фактическое передаточное число uф uф= d2/ d1( 1-ε ) (2.27) uф=355/100(1-0,015)=3,6 ∆u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3% Определяем межосевое расстояние α, мм α≥0,55(d1 + d2 ) +h(H) (2.28) где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440] α≥0,55(100+355)+8=258,25 Определяем расчетную длину ремня LР L=2α+π/2(d1 + d2 )+(d2 – d1)2/4 α (2.29) L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) 2/4·258=1293 мм Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440] Уточняем значение межосевого расстояния α=1/8[2L-π (d2 +d1)+√[ 2L-π (d2 +d1)]2 -8(d2 – d1) 2] (2.30) α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] 2 -8(355-100) 2]=354 мм При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней. Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива α1 = 180º - 57º (d2 – d1)/α (2.31) α1 = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º Определяем частоту пробегов ремня U=u/L U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32) Определяем скорость ремня υ,м/с υ=πd1n1/60·103 (2.33) υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с Определяем допускаемую мощность Р=Р оСРСαС1Сz (2.34) где, Р о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89] СР=1 – коэффициент динамической нагрузки; Сα=0,95 – коэффициент угла обхвата; Сυ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил; Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте С1=1 – коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82] Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт Определяем количество клиновых ремней z=Рном/Р (2.35) z=2,32/0,52=4,46 кВт Принимаем z=4 Определяем силу предварительно натяжения ремня Fo=850 Рном С1/ zυ Сα СР (2.36) Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н Определяем окружную силу Ft= Рном103/υ Ft= 2,32·103/4,97=466 Н (2.37) Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей F1= Fo + Ft/2z (2.38) F1=109+466/2·4=167 Н Определяем силу давления ремней на вал Fon=2 Foz·sin α1/2 (2.39) Fon=2·109·4· sin127º/2=780 Н Результаты расчета сводим в таблицу 3 Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм
3. Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал (3.1) =27,4 мм где Т2=82,9 Нм, вращающий момент на валу τ adm = 30 МПа Принимаем диаметр выходного конца вала dв1=30 мм Диаметр вала под подшипники принимаем dп1=35 мм Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала вал ведомый где Т3=321,7 Нм, вращающий момент на валу τ adm = 30 МПа Принимаем dв2=40 мм Диаметр вала под подшипники принимаем dв2=45 мм Диаметр под зубчатое колесо dк2=50 мм Диаметр буртика d2=55 мм Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала электродвигатель шпонка подшипник вал Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня выполняется за одно целое с валом d1=56 мм dа1=60 мм df1=51 мм b1=60 мм Колесо кованное d2=224 мм dа2=228 мм b2=56 мм Диаметр ступицы dст=1,6 dк2 dст=1,6·50=80 мм Длина ступицы L ст=(1,2…1,5) dк2 L ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2) Принимаем L ст=70 мм Толщина обода δ=(2,5…4) mn (3.3) δ=(2,5…4)2=5…8 мм Принимаем δ=8 мм Толщина диска (3.4) С=0,3 b2 С=0,3·56=16,8 Принимаем С=18 мм 4. Эскизная компоновка Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW =140 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии. Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75
5. Подбор и проверочный расчет шпонок Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σв≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени. Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78
Вал ведущий, d=30 мм Расчетная длина шпонки Принимаем L=30 мм Напряжение смятия Вал ведомый Для ступени вала под колеса при Принимаем L=55 мм Напряжение смятия
Для ступени вала под муфту при Принимаем L=60 мм 6. Расчёт элементов корпуса Толщина стенок корпуса и крышки δ=0,025 а+1 (6.1) δ=0,025·140+1=2,5 мм Принимаем δ=8мм δ1=0,02 а+1 δ1=0,02·140+1=3,8 мм (6.2) Принимаем δ1=8мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки для верхнего пояса L1=1,5 δ1 (6.3) L1=1,5·8=12мм Для нижнего пояса крышки L=1,5 δ (6.4) L=1,5·8=12мм р=2,35 δ (6.5) р=2,35·8=19мм принимаем р=20мм Толщина ребер основания корпуса m=(0,85…1) δ (6.6) m=(0,85…1) 8=6,8…8 принимаем m=7мм Диаметр болтов фундаментных d1=(0,03…0,036) а+12 (6.7) d1=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм Принимаем болты с резьбой М16 Крепящую крышку к корпусу у подшипников d2=(0,07…0,75) d1 (6.8) d2=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм Принимаем болты с резьбой М12 Соединяющие крышку с корпусом d3=(0,5…0,6) d1 (6.9) d3=(0,5…0,6) 16=8…9,6 Принимаем болты с резьбой М8 Размер определяющей положение болтов d2 е=(1…1,2) d2 (6.10) е=(1…1,2) 12=12…14,4 q≥0,5 d2+ d3 (6.11) q≥0,5·12+8=14 7. Подбор и расчёт муфты Выбираем муфту по ГОСТ 20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой Таблица 6 – Параметры муфты, мм
=2Т3/(πD12 δ)≤ τadm=0,5 МПа(7.1) D1=0,75 D(7.2) D1=0,75 ·280=210мм(7.3) δ=0,05·D=0,05·280=14мм =2·321,7·103/(3,14·2102·14)0,33 МПа≤τadm=0,5МПа 8. Расчетные схемы валов Рисунок 3 – Схема нагружения валов Вал ведущий Исходные данные: Т2=82,9 Нм; Ft1=2872 Н; Fr1=1158 Н; Fn1=780 H; Рисунок 4 – Расчётная схема ведущего вала Вертикальная плоскость Реакция опор ∑МА=0; -Fn1·0,031+ Fr1·0,054-RBY·0,108 =0; ∑МВ=0; -Fn1·0,139-Fr1·0,054+RАY·0,108 =0; Проверка: ∑Fi=-Fn1+RАY-Fr1+RBY=-780+355-1158+1583=0 Изгибающие моменты в сечениях вала
Строим эпюру Мх Горизонтальная плоскость Реакции опор RАХ = RВХ =Ft1/2=2872/2=1436 Н Изгибающие моменты в сечениях вала
Строим эпюру Му Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала по формуле (8.1) Крутящий момент Т=Т2=82,9 Нм Вал ведомый Исходные данные Т3= 321,7Нм; Ft2= Ft1=2872 Н; Fr2= Fr1=1158 Н;
Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала Вертикальная плоскость RDY= RCY=Fr2/2=1158/2=579 Изгибающие моменты в сечениях вала Строим эпюру Му Горизонтальная плоскость Проверка: Изгибающие моменты в сечениях вала Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала Крутящий момент Т=Т3=321,7 Нм 9. Подбор подшипников качения Вал ведущий Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, Сr=20,1 кН; Соr=13,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения (9.1) Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133]) Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки; Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки; е=0,34 - коэффициент осевого нагружения; V=1 – коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки (9.2) (9.3) (9.4) Определяем эквивалентную нагрузку (9.5) (9.6) где - температурный коэффициент - коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность , (9.7) где ,рад/с- угловая скорость на валу; ,ч- расчетная долговечность , Подшипник пригоден Расчетная долговечность Вал ведущий Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, Сr=2571 кН; Соr=18,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133]) Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки; Y=1,3 - коэффициент осевой нагрузки; е=0,33 - коэффициент осевого нагружения; V=1 – коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Определяем эквивалентную нагрузку где - температурный коэффициент - коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность , где ,рад/с- угловая скорость на валу; ,ч- расчетная долговечность , Подшипник пригоден Расчетная долговечность 10. Проверочный расчет валов на выносливость Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S: (10.1) где Sσ и Sτ– коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением, определяемые по зависимостям (10.2) Здесь и – амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла ; и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения. В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения –по отнулевому циклу : и Тогда (10.3) Напряжение в опасных сечениях вычисляют по формулам (10.4) где - результирующий изгибающий момент, Н·м; Мк – крутящий момент ( Мк = Т), Н·м; W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3 Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: (10.5) где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]); и - коэффициенты снижения предела выносливости. Значения и вычисляют по зависимостям: (10.6) , (10.7) где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); и - коэффициенты влияния качества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]); Коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала , (10.8) где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]). Вал ведомый. Сечение 2-2 – место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45 Напряжение в опасном сечениях Пределы выносливости в рассматриваемом сечении , где Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности 11. Выбор типа смазывания Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88 дм3 По таблице 10.21 [ 1.,с.255] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σНР=466 МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 34· 10-6 м2/с. По таблице 10.21 [1.,с.255] принимаем сорт масла И-Г-А 32 (индустриальное- для гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17479.4-87). Определение уровня масла.При окунании В масляную ванну колеса m<hm<0,25d2 (11.1) 2< hm<0,25·224=56 мм Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1. 12. Выбор посадок Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ] Посадка зубчатого колеса на вал Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца 13. Технико-экономическое обоснование конструкции Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т3, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную массу γ = m/Т3 . Определение массы редуктора m=φ ρ V·10 -9 (13.1) где φ=0,41– коэффициент заполнения ; [ 1,с.277] ρ=7,4·10 3 кг/м 3 - плотность чугуна; V – условный объём редуктора m=0,41·7,4·10 3·280·180·250·10 -9=38,2 кг Критерий технического уровня γ = m/Т3 (13.2) γ =38,2/321,7=0,11 Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически неоправданно. 14. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. Список литературы 1. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград, 1999 2. П.Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001 3. М.И. Фролов, «Техническая механика. Детали машин», Москва , «Высшая школа» 1990 4. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»,Москва,машиностроение,1997 5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин. Курсовое проектирование»Москва , «Высшая школа» 1984 |
Страницы: 1, 2
НОВОСТИ |
ВХОД |
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |