close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

DM Kursach Moy otredaktirovanny 12

код для вставкиСкачать
 1.Кинематический и энергетический расчет привода
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Электродвигатель Цепная передача
Редуктор
Муфта компенсирующая
Рама
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные рабочей машины и ее привода.
Для приводов механизмов, имеющих постоянную нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку применяют трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А либо электродвигатели серии АИР.
Рпр=1,8 кВт;nпр=210 об/мин.
Требуемая мощность электродвигателя:
Р_эл=Р_пр⁄η_(пр;) КПД привода:
η_пр=η_оп∙η_р∙η_м∙η_подш^2=0,93∙0,96∙0,98∙〖0,99〗^2=0,87
Р_эл=1,8/0,87=3,22кВт
Выбираем электродвигатель с Рэл=3кВт марки 4АМ112МА6У3, с nэл=955об/мин.
Основное назначение привода обеспечить снижение высокой частотывращения двигателя до сравнительно низкой, а также соответственное повышение передаваемых крутящих моментов.
При этом передаточное число привода Uпр. равно:
U_пр=n_эл/n_пр =955/210=4,55
U_р=3,5;
U_оп=U_пр/U_р =4,55/3,5=1,3
Расчет скоростей вращения и мощностей на валах.
Р1=Рэл= 3 кВт;
n1=nэл=955 об/мин;
ω_1=(πn_1)/30=(3,14∙955)/30=99,96с^(-1);
T_1=P_1/ω_1 =3000/99,96=30,01Нм;
Р_2=Р_1∙η_оп=3∙0,93=2,79кВт;
n_2=n_1/U_оп =955/1,3=734,62об/мин
ω_2=(πn_2)/30=(3,14∙734,62)/30=76,89с^(-1);
T_2=P_2/ω_2 =2790/76,89=36,29Нм;
Р_3=Р_2∙η_р∙η_подш^2=36,2,79∙0,96∙〖0,99〗^2=2,63кВт;
n_3=n_2/U_р =734,62/3,5=209,89об/мин
ω_3=(πn_3)/30=(3,14∙209,89)/30=21,97с^(-1)
Т_3=Р_3/ω_3 =2630/21,97=119,7Нм;
Р_4=Р_3∙η_м=2,63∙0,98=2,57кВт;
n_4=n_3=209,89об/мин
ω_4=ω_3=21,97с^(-1);
Т_4=Р_4/ω_4 =2510/21,97=117Нм;
2.Подбор материалов
Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях серийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н≤350 НВ. При этом обеспечивается чистое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Выбираем материал в зависимости от номинальной мощности двигателя (Рном=4кВт). Возьмем для шестерни и колеса Сталь 45, но с различной твердостью, т.к. твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса. Таблица 1
Параметры зубчатой передачи
Шестерня - Сталь 45Колесо - Сталь 45Основные характеристики:Dпред=80мм; Sпред=50мм;Dпред=125мм;Sпред=80мм;ТермообработкаУлучшениеУлучшениеТвердостьНВср1=285,5НВср2=248,5σв, Н/мм2890780στ, Н/мм2650540σ-1, Н/мм2380335
2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ_Н1 ] и колеса [σ_Н2 ].
[σ_Н ]=σ_Н0/S_H ∙K_HL;
σ_H0 - допускаемое контактное напряжение: σ_H0=1,8HB_ср+67;
σ_H01=1,8∙285,5+67=580,9МПа;
σ_H02=1,8∙248,5+67=514,3МПа;
S_H - коэффициент безопасности: S_H=1,1;
K_HL - коэффициент долговечности: K_HL=√(6&N_ho/N);
K_HL1=√(6&N_ho1/N_1 )=√(6&(25∙〖10〗^6)/376988160=) 0,74 ; N_1=573ω_2 L_h=573∙52,33∙8000=376988160 ;
K_HL2=√(6&N_ho2/N_2 )=√(6&(20,5∙〖10〗^6)/119963280=) 0,82 ; N_2=573ω_3 L_h=573∙26,17∙8000=119963280 ;
Примем K_HL1 и K_HL2 равными 1;
[σ_Н1 ]=580,9/1,1∙1=528,1МПа;
[σ_Н2 ]=514,3/1,1∙1=467,55МПа;
[σ_Н ]=max([σ_H1 ];[σ_Н2 ]);
Следовательно: [σ_Н ]=528,1МПа;
2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ_F1 ]и [σ_F2 ].
[σ_F ]=σ_F0∙K_FL∙K_FC;
σ_F0 - допускаемое напряжение изгиба: σ_F0=1,03HB_ср;
σ_F01=1,03∙285,5=294 МПа;
σ_F02=1,03∙248,5=256 МПа;
K_FL - коэффициент долговечности:K_FL=√(6&N_F0/N);
K_FL1=√(6&N_Fo1/N_1 )=√(6&(4∙〖10〗^6)/376988160=) 0,6 ;
K_FL1=√(6&N_Fo2/N_2 )=√(6&(4∙〖10〗^6)/119963280=) 0,69 ;
Примем K_FL1 и K_FL2 равными 1;
K_FC - коэффициент реверсивности: K_FC=0,75;
[σ_F1 ]=294∙1∙0,75=220,5МПа;
[σ_F2 ]=256∙1∙0,75=192МПа;
[σ_F ]=max([σ_F1 ];[σ_F2 ]);
Следовательно: [σ_F ]=220,5МПа;
3.Расчет зубчатого редуктора
Рисунок 2 - Схема зацепления цилиндрической передачи
Редуктор - передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.
3.1 Проектный расчет 1) Определим межосевое расстояние αw, мм:
α_w≥K_α (u+1) ∛((T_3∙〖10〗^3)/(ψ_a u^2 [σ_H ]^2 ))∙K_Hβ;
K_α - вспомогательный коэффициент: K_α=43; ψ_α - коэффициент ширины венца колеса:〖 ψ〗_α=0,3;
u - передаточное число редуктора: u=3,5;
Т_3 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора:〖 Т〗_3=119,7Нм;
[σ_Н ] - допускаемое контактное напряжение колеса: [σ_Н ]=395,6МПа;
K_Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба: K_Hβ=1;
α_w≥43(3,5+1) ∛(119700/(0,35∙〖3,5〗^2∙〖395,6〗^2 ))∙1=193,5∙0,563=108,94мм;
α_w=110мм
2) Определим модуль зацепления m, мм:
m≥(2〖K_m T〗_3 〖10〗^3)/(d_2 b_2 [σ_F ] );
K_m - вспомогательный коэффициент: K_m=5,8;
d_2- делительный диаметр колеса, мм: d_2=(2α_w u)/(u+1);
d_2=(2∙110∙3,5)/(3,5+1)=171,11мм;
b_2 - ширина венца колеса, мм: b_2=ψ_α α_w;
b_2=110∙0,35=38,5мм;
[σ_F ] - допускаемое напряжение изгиба Н/мм2: [σ_F ]=120МПа;
m≥(2∙5,8∙119,7∙〖10〗^3)/(171,11∙120∙30)=138520/615996=2,3;
m=2,5 мм
3) Определим угол наклона зубьев β_min для косозубых передач:
β_min=arcsin⁡〖3,5m/b_2 ;〗
β_min=arcsin⁡〖(3,5∙2,5)/38,5=〖13,1〗^0;〗
β_min=〖13,1〗^0
4) Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z_Σ=(2α_w cos⁡〖β_min 〗)/m;
z_Σ=(2∙110∙cos⁡13,1)/2,5=86;
5) Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
β=arccos⁡〖(z_Σ m)/(2α_w );〗
β=arccos⁡〖(86∙2,5)/(2∙110)=arccos⁡0,973=13,344476;〗
β=13,344476
6) Определим число зубьев шестерни:
z_1=z_Σ/(1+u);
z_1=85,7/(1+3,5)=19
7) Определим число зубьев колеса:
z_2=z_Σ-z_1;
z_2=86-19=67;
8) Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
u_ф=z_2⁄z_1 ; ∆u=|u_ф-u|/u 100≤4%;
u_ф=67⁄19=3,52;
∆u=(3,52-3,5)/3,5 100%=0,57%;
∆u=0,57%≤4%;
9) Определим фактическое межосевое расстояние:
α_w=(z_1+z_2 )m/(2 cos⁡β );
α_w=((67+19)∙2,5)/(2∙0,973)=110мм;
10) Определим основные геометрические параметры передачи, мм:
Таблица 2 Геометрические параметры зубчатой передачи
ПараметрШестерняКолесоДиаметрделительныйd_1=(mz_1)⁄cos⁡β ;
d_1=48,8ммd_2=(mz_2)⁄cos⁡〖β;〗 d_2=171,1ммвершин зубьевd_α1=d_1+2m;
d_α1=53,8ммd_α2=d_2+2m;
d_α2=177ммвпадин зубьевd_f1=d_1-2,4m;
d_f1=42,8ммd_f2=d_2-2,4m;
d_f2=171ммШирина венцаb_1=b_2+(2...4);
b_1=37ммb_2=ψ_α α_w;
b_2=33мм
3.2 Проверочный расчет
1) Проверим межосевое расстояние: α_w=((d_1+d_2 ))⁄2;
α_w=((49+172))⁄2=110мм;
2) Проверим пригодность заготовок колес. Запишем условие пригодности заготовок колес:
D_заг≤D_пред; S_заг≤S_пред; где
D_заг - диаметр заготовки шестерни: D_заг=d_α1+6 мм;
D_заг=53+6=59мм;
S_заг - толщина диска заготовки колеса закрытой передачи: S_заг=b_2+4 мм;
S_заг=33+4=37мм;
Условие выполняется, следовательно, заготовка пригодна для использования.
3) Проверим контактные напряжения [σ_Н ], Н/мм2.
σ_Н=К√((F_t (u_ф+1))/(d_2 b_2 ) K_Hα K_Hβ K_Hν )≤[σ_H ];
К - вспомогательный коэффициент: К=376;
F_t - окружная сила в зацеплении, Н: F_t=(2T_3∙〖10〗^3)/d_2 ;
F_t=(2∙119,7∙〖10〗^3)/172=1391Н;
K_Hα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых K_Hα определяется в зависимости от окружной скорости колес υ=(ω_2 d_2)/(2∙〖10〗^3 ), м/c, и степени точности передачи.
υ=(76,29∙151)/(2∙〖10〗^3 )=5,7 м⁄с;
K_Hα=1,13;
K_Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба: K_Hβ=1;
K_Hν - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
K_Hν=1,06
[σ_Н ] - допускаемое контактное напряжение колеса: [σ_Н ]=528,1 Н⁄〖мм〗^2 ;
σ_Н=376√((1391∙(3,52+1))/(33∙172)∙1,13∙1∙1,06)=376√(7530,95/5676)=376∙1,326=531,57 Н⁄〖мм〗^2 ∆σ_Н=(σ_H-[σ_H ])/[σ_H ] ∙100%=(531,57-528,1)/528,1∙100%=0,6%≤5%
σ_H≥[σ_H ] -перегрузка.
4) Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм2:
σ_F2=Y_F2 Y_β F_t/(b_2 m) K_Fα K_Fβ K_Fυ≤[σ_F2 ];
σ_F1=σ_F2 Y_F1/Y_F2 ≤[σ_F1 ];где
m - модуль зацепления, мм: m=2,5;
b_2 - ширина зубчатого венца колеса, мм: b_2=33 мм;
F_t - окружная сила в зацеплении, Н: F_t=1391Н;
K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых〖 K〗_Fα зависит от степени точности передачи: K_Fα=0,91;
K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба: K_Fβ=1;
K_Fυ - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи: K_Fυ=1,17;
Y_F1;Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z_υ1=z_1/cos^3⁡β и колеса z_υ2=z_2/cos^3⁡β , где β - угол наклона зубьев.
z_υ1=24/cos^3⁡11,547834 =26;
z_υ2=74/cos^3⁡11,547834 =79;
Следовательно, Y_F1=3,88; Y_F2=3,61;
Y_β - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба: Y_β=(1-β°)⁄(140°); Y_β=0,075;
[σ_F1 ] и [σ_F2 ] - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2:
[σ_F1 ]=137,8 Н⁄〖мм〗^2 ; [σ_F2 ]=120 H⁄〖мм〗^2 ;
σ_F2=3,61∙0,075∙1211/(35∙2)∙0,91∙1∙1,17=4,99 Н⁄(〖мм〗^2;)
σ_F1=4,99∙3,88/3,61=5,36 Н⁄〖мм〗^2 σ_F2≤[σ_F2 ], (4,99≤120); σ_F1≤[σ_F1 ], (5,36≤137,8)
3.3 Силы в зацеплении закрытой передачи
Окружная: F_t=(2T_2∙〖10〗^3)/d_2 ;
F_t1=(2∙36,29∙〖10〗^3)/48,8=1487,29H;
F_t2=(2∙119,7∙〖10〗^3)/171,1=1421,97H;
Радиальная: F_r=F_t∙tgα/cos⁡β ;
F_r1=1487,29∙0,37=550,29H;
F_r2=1421,9∙0,37=526,103H;
Осевая: F_α=F_t∙tgβ;
F_α1=1487,29∙tg13,344476=352,79H;
F_α2=1421,9∙tg13,344476=337,28H;
Рисунок 3 - Схема нагружения валов
4.Расчет открытой передачи
Рисунок 4 - Схема геометрических и силовых параметров цепной передачи
n1=955об/мин;
Т1=30,01Нм;
Рэл=3 кВт.
Расчет цепной передачи:
Проектный расчет:
1) Определим шаг цепи p, мм:
p≥2,8∙∛((T_1∙〖10〗^3∙K_Э)/(γ∙z_1∙[p_ц ] ))=2,8∙∛((30100∙2,25)/(1∙19∙23))=15,03 мм ;
p=25,4 мм ;
T_1-крутящий момент на ведущей звездочке ;
K_э-коэффициент эксплуатации ;
γ-число рядов цепи ;
z_1-число зубьев ведущей звездочки ;
z_1=19-2∙u=19-2∙3,5=12
z_1=12
[p_ц ]-допускаемое давление в шарнирах цепи ;
2.Определим число зубьев ведомой звездочки:
z_2=z_1∙u=12∙3,5=42 ;
z_2=42
3.Определим фактическое передаточное число:
u_ф=z_2/z_1 =42/12=3,5 ;
∆u=|u_ф-u|/u 100%=(3,5-3,5)/3,5 100=0%<5% ;
4.Определим оптимальное межосевое расстояние aмм. a=(30...50)p
a_p=a/p=30...50-межосевое расстояние в шагах.
a_p=30 ;
5.Определим число звеньев цепи l_p;
l_p=2a_p+(z_2+z_1)/2+[((z_2-z_1 ))/2π]^2/a_p =2∙30+(42-12)/2+[((42-12))/2π]^2/30=
60+15+0,76=75,76=76 ;
6.Уточним межосевое расстояние a_pв шагах:
a_e=0,25{l_p-0,5(z_2-z_1 )+√([l_p-0,5(z_2-z_1 )]^2-8((z_2-z_1)/2π)^2 )}=0,25∙{76-15+√(3721-74)}=0,25∙(61+60,39)=30 ;
7.Определим фактическое межосевое расстояние a, мм
a=a_p∙p=30∙25,4=762 мм ;
8.Определим длину цепи l, мм:
l=l_p p=76∙25,4=1675,4 мм ;
9.Определим диаметры звездочек, мм:
Диаметр делительной окружности:
Ведущей звездочки:
d_∂1=p/sin⁡〖180/z_1 〗 =25,4/sin⁡〖15=101,6;〗
Ведомой звездочки:
d_∂2=p/sin⁡〖180/z_2 =〗 25,4/sin⁡4,62=338,66;
Диаметр окружностей выступов:
Ведущей звездочки:
D_e1=p(K+K_z1-0,31/ε)=25,4∙(0,7+8,6-0,06)=25,4∙9,24=234,7
Ведомой звездочки:
D_e2=p(K+K_z2-0,31/ε)=25,4(0,7+12,39-0,06)=331,66
K=0,7-коэффициент высоты зуба ;
K_z-коэффициент числа зубьев ;
ε=p/d=0,06-геометрическая характеристика зацепления ;
Диаметр окружности впадин:
Ведущей звездочки:
D_i1=d_∂1-(d_1-0,175√(d_∂1 ))=234,7-(5,08-0,175∙√101,6)=187,66
Ведомой звездочки:
D_i2=d_∂2-(d_1-0,175√(d_∂2 ))=315,34-(5,08-0,175∙√338,66)=313,56
Проверочный расчет:
1.Проверим частоту вращения меньшей звездочки n_1,об/мин:
n_1≥[n]_1=15000/p=15000/25,4=590,55;
n_1=955≥590,55
2.Проверим число ударов цепи о зубья звездочки U, 1/c:
U≤[U]=508/p=508/25,4=20
U=4z_1∙n_1/(60l_p )=4∙12∙955/(60∙76)=10,052≤20
3.Определим фактическую скорость цепи ϑ,м/с:
ϑ=(z_1 pn_1)/10000=(12∙25,4∙955)/10000=29,12 м/с ;
4.Определим окружную силу, передаваемую цепью F_t, H:
F_t=(P_1∙〖10〗^3)/ϑ=3000/29,12=103 H ;
5.Проверим давление в шарнирах цепи p_ц,Н/мм:
P_ц=(F_t K_э)/A≤[p_ц ]=23 Н/мм;
A=d_1∙b_3=5,94∙12,70=75,43〖мм〗^2;
P_ц=(F_t K_э)/A=(1391∙2,25)/75,43=44,23 Н/мм ;
6.Проверим прочность цепи:
S=F_p/(F_t K_д+F_0+F_v )=6000/(103∙1,2+195,29+2204,7)=6000/2588,68=2,32<[S]=11
F_0=K_f∙q∙a∙g=6∙2,6∙0,76∙9,8=116,88
F_v=q∙v^2=2,6∙〖29,12〗^2=2204,7
7.Определим силу давления цепи на вал 〖 F〗_оп, Н ;
F_оп=k_в F_t+2F_0=1,15∙103+2∙116,88=352,21 H ;
5.Подбор и расчет муфты
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, а также выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины используют упругие и жесткие комплектующие муфты.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:
Т_р=К_р Т_3≤Т;где
К_р - коэффициент режима нагрузки: К_р=1,25;
Т_3 - вращающий момент на тихоходном валу: Т_3=119.7 Нм;
Т - номинальный вращающий момент: Т=250Нм;
Т_р=1,25∙119.7≤Т;
Т_р=149.63 Нм≤Т=250;
Выберем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эти муфты получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены других элементов. Они имеют небольшую компенсирующую способность. Рисунок 5 - Схема муфты
Таблица 3
Момент Т, НмУгловая скорость, ω, с-1ОтверстиеГабаритные размерыСмещение осей валов, не болееd, d1lцилLDdорадиальное ∆rУгловое ∆γ2504003258121140280,31оОсновный параметры муфты
Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412 - 85) или стали 30Л (ГОСТ 977 - 88); материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050 - 88), материал упругих втулок - резина с пределом прочности не менее 8 Н/мм2.
Определим радиальную силу, вызванную радиальным смещением:
F_M=c_∆r ∆r;где
∆r - радиальное смещение, мм:
∆r=0,3 мм;
c_∆r - радиальная жесткость муфты, Н/мм: c_∆r=2940 Н⁄мм.
F_M=2940∙0,3=882 Н;
6.Расчет валов
6.1 Проектный расчет
Расчёт вала-шетерни: Рисунок 6 - Схема вала-шестерни
Определим размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм:
d_1≥∛((Т_2∙〖10〗^3)/(0,2∙[τ_к ] ));
d1 - диаметр входного вала
d_1≥∛((36,29∙〖10〗^3)/(0,2∙30))=17мм;
d_1=17мм;
l_1=1,5d_1;
l_1=1,5∙17=25мм;
d_2=d_1+2t;
d2 - диаметр под подшипник
t=2;
d_2=17+2∙2=21мм;
l_2=1,5d_2;
l_2=1,5∙21=31мм;
d_3=d_2+3,2r;
d3 - диаметр упора
r=1,6;
d_3=21+3,2∙1,6=26 мм;
d_3=26 мм;
l_3=определяем графически;
l3 = 50 мм
x=∛L+3;
x=∛22,4+3=7 мм
d_4=d_2;
d_4=21мм;
l_4=B+C;
В-ширина шарикового подшипника:В=15мм;
С- размер фаски: С=1мм;
l_4=15+1=26мм;
Расчет колеса:
Рисунок 7 - Схема колеса
Определим размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм:
d_1≥∛((Т_3∙〖10〗^3)/(0,2∙[τ_к ] ));
d_1≥∛((119.7∙〖10〗^3)/(0,2∙30))=27мм;
d_1=27мм;
l_1=1,5d_1;
l_1=1,5∙17=40мм;
d_2=d_1+2t;
t=2;
d_2=27+2∙2=31мм;
l_2=1,25d_2;
l_2=1,25∙31=38.75мм;
d_3=d_2+3,2r;
r=1,6;
d_3=31+3,2∙1,6=36 мм;
d_3=36 мм;
l4 = определяем графически из компоновки
l3 = 50 мм
x=∛L+3;
x=∛22,4+3=7 мм
d_4=d_2;
d_4=21мм;
l_4=B+C;
В-ширина шарикового подшипника:В=15мм;
С- размер фаски: С=1мм;
l_4=15+1=26мм;
d_5=d_3+3f;
f=1
d_5=26+3∙1=29 мм
l5 = определяем графически из компоновки
l5 = 9 мм
6.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов для тихоходного вала.
Составим систему уравнений для вертикальной плоскости:
{█(ΣМ_А=0;@ΣМ_В=0.)┤ {█(-А_верт∙2α+M+F_r∙α=0;@В_верт∙2α-F_r∙α+M=0.)┤
M=d_2/2∙F_α2;
M=171/2∙352,79=30163,55 Нмм;
А_верт=(M+F_r α)/2α;
В_верт=(F_r α-M)/2α;
А_верт=(30163,55+460∙100)/(2∙100)=380 Н;
В_верт=(460∙100-30163,55)/(2∙100)=79Н;
Составим систему уравнений для горизонтальной плоскости:
{█(ΣМ_А=0;@ΣМ_В=0.)┤ {█(-А_гор∙2α+F_t∙α=0;@В_гор∙2α-F_t∙α=0.)┤
А_гор=F_t/2=1487,29/2=744 Н;
В_гор=F_t/2=1487,29/2=744 Н;
Определим усилие от муфты: F_M=125√(T_2 );
F_M=125√119,7=1367,6 Н;
А=√(А_гор^2+А_верт^2 );
А=√(〖744〗^2+〖380〗^2 )=835,4 Н;
В=√(В_гор^2+В_верт^2 );
В=√(〖744〗^2+〖79〗^2 )=748,2 Н;
М_Σ=√(ΣМ_гор^2+ΣМ_верт^2 );
М_горI=F_t α/2+F_M c/2=1487∙100/2+1368∙60/2=74350+41040=115390 Нмм;
М_горII=F_M c=82080 Нмм;
М_вертI=F_r α/2+M/2=460∙100/2+30163,55/2=15081,8+23000=38081,8 Нмм;
М_вертII=0.
М_Σ=√((115390+82080)^2+(38081,8)^2 )=201110 Нмм.
Рисунок 8 - Эпюры моментов для тихоходного вала
6.3 Проверочный расчет (тихоходный вал)
Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала.
1) Определим нормальные напряжения в опасном сечении вала, Н/мм2:
σ_α=(M∙〖10〗^3)/W_нетто ;где
M - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм: M=201,110 Нм;
W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3:
W_нетто=0,1d_1^3-(bt_1 (d_1-t_1 )^2)/(2d_1 );где
b=6 мм ;t_1=6 мм; W_нетто=0,1∙〖17〗^3-(6∙6∙(17-6)^2)/(2∙17)=363,182 〖мм〗^3;
σ_α=(201,110∙〖10〗^3)/363,182=553,74 Н⁄〖мм〗^2 ;
2) Определим касательные напряжения в опасном сечении вала, Н/мм2:
τ_α=(T_3∙〖10〗^3)/W_(р нетто) ;где
T_3 - крутящий момент тихоходного вала, Нм: T_3=119,7 Нм;
W_(р нетто) - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм:
W_(р нетто)=0,2d_1^3-(bt_1 (d_1-t_1 )^2)/(2d_1 );где
b=6;t_1=6; W_(р нетто)=0,2∙〖17〗^3-(6∙6∙(17-6)^2)/(2∙17)=854,48 〖мм〗^3;
τ_α=(119,7∙〖10〗^3)/854,48=140,08 Н⁄〖мм〗^2 ;
3) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(K_σ )_D=(K_σ/K_d +K_F-1) 1/K_y ;
(K_τ )_D=(K_τ/K_d +K_F-1) 1/K_y ;где
K_σ и K_τ - коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала. K_σ=1,55; K_τ=1,4;
K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: K_d=0,88;
K_F - коэффициент влияния шероховатости: K_F=1;
K_y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения: K_y=1,6;
(K_σ )_D=(1,55/0,88+1-1) 1/1,6=1,1;
(K_τ )_D=(1,4/0,88+1-1) 1/1,6=0,99;
4) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:
(σ_(-1) )_D=σ_(-1)/(K_σ )_D ;
(τ_(-1) )_D=τ_(-1)/(K_τ )_D ;где
σ_(-1) и τ_(-1) - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2: σ_(-1)=335 Н⁄〖мм〗^2 ; τ_(-1)=0,58σ_(-1)=0,58∙335=194,3 Н⁄(〖мм〗^2;)
(σ_(-1) )_D=335/1,1=305 Н⁄〖мм〗^2 ;
(τ_(-1) )_D=194,3/0,99=196,3 Н⁄〖мм〗^2 ;
5) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
S_σ=(σ_(-1) )_D/σ_α ;
S_τ=(τ_(-1) )_D/τ_α ;
S_σ=305/15,8=19;
S_τ=196/1.99=98;
6) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
S=(S_σ∙S_τ)/√(S_σ^2+S_τ^2 )≥[S]; ([S]=1,5...2);
S=(19∙98)/√(〖19〗^2+〖98〗^2 )≥[S]; ([S]=1,5...2);
S=17≥[S]; ([S]=1,5...2).
7.Подбор и проверка подшипников качения
Для тихоходного вала цилиндрической косозубой передачи выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии
ГОСТ 8338-75.
Рисунок 9 - Схема подшипника
Таблица 4
Основные параметры подшипников
ОбозначениеРазмеры, ммГрузоподъемность, кНdDBrCrC0r104205215215,97,8
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности C_rp, H, с базовой C_r, Н или базовой долговечности L_10h, ч, L_10 млн. оборотов, с требуемой〖 L〗_h, ч, по условиям:
C_rp≤C_r или L_10h≥L_h;
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника C_r, представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L_10h составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.
1) Определим расчетную динамическую грузоподъемность:
C_rp=P√(m&L/(α_1∙α_2 ));где
P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н: P=(XVF_r+YF_α ) K_σ K_T;где
X - коэффициент радиальной нагрузки: X=0,56;
Y - коэффициент осевой нагрузки: Y=2,3;
V - коэффициент вращения: V=1;
K_σ - коэффициент безопасности: K_σ=1;
K_T - температурный коэффициент: K_T=1,2;
P=(0,56∙1∙459,8+2,3∙252,89)∙1∙1,2=1007 Н;
m - показатель степени: m=3;
α_1 - коэффициент надежности: α_1=1;
α_2 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации: α_2=0,7;
L - долговечность, млн. оборотов: L_10=(L_h∙60n)/〖10〗^6 =(10000∙60∙280)/1000000=168 млн.оборотов.
C_rp=1007∛(168/(1∙0,7))=6258;
2) Определим базовую долговечность:
L_10h=α_1∙α_2∙(C_r/P)^m 〖10〗^6/60n;
L_10h=1∙0,7∙(15900/1007)^3 〖10〗^6/(60∙280)=164017,85 ч. ;
L_10h≥L_h; (164017,85≥10000);
C_rp≤C_r; (6258≤15900).
8.Расчет шпоночных соединений
В редукторах следует применять шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.
Рисунок 10 - Схема шпоночного соединения
Таблица 5
Основные параметры шпоночного соединения
Диаметр вала dСечение шпонкиФаскаГлубина пазаДлина lbHВала t1Ступицы t217-22660,25...0,43,52,814...70
В зависимости от диаметра вала d выбираются размеры шпонки, а длина шпонки 1р принимается из условия прочности шпонки на смятие и срез.
Условие прочности на смятие:
σ_см=2Т/(dl_p∙K)≤[σ]_см;где
l_p - рабочая длина шпонки, l_p=l-b;
l_p=50-10=40;
T - передаваемый крутящий момент: Т=119700 Нмм;
d - диаметр вала: d=17 мм;
K - справочный размер для расчетов на смятие: K=4,3;
[σ]_см - допускаемое напряжение смятия: [σ]_см=80÷150 МПа;
σ_см=(2∙119700)/(17∙40∙4,3)≤[σ]_см;
σ_см=86,88МПа≤[σ]_см=80-150 МПа;
Условие прочности на срез:
τ_ср=2Т/(dbl_p )≤[τ]_ср;где
l_p - рабочая длина шпонки, l_p=l-b;
l_p=50-10=40;
T - передаваемый крутящий момент: Т=93480 Нмм;
d - диаметр вала: d=17 мм;
b - ширина шпонки: b=6 мм;
[τ]_ср - допускаемое напряжение на срез: [τ]_ср=70÷100 МПа;
τ_ср=(2∙119700)/(17∙6∙40)≤[τ]_ср;
τ_ср=58,67≤[τ]_ср=70÷100 Мпа
9.Выбор размеров корпуса, выбор типа и способа смазки редуктора
Толщина стенок корпуса и рёбер жесткости в проектируемых малонагруженных редукторах (T3 ≤ 500 H×м ) с улучшенными передаточными числами, толщины стенок и основания корпуса принимаются одинаковыми :
ɗ=1,8∜119,7≥6 мм=6
T3 - крутящий момент тихоходного вала; H×м Для смазки нашего проектируемого редуктора , принимаем масло И-Г-А-32
(И - индустриальное , Г- для гидравлических систем, А - без при садок),т.к σ_H до 600 Н/мм2 и окружная скорость зубчатых передач υ м/с свыше 5.
m ≤ hм ≤ 0.25d2
m- модуль зацепления; (2,5)
hм- глубина погружения колеса;
hм=(0.1...0.5)d1=0.2*48.8=9.76 мм
0,25d2 = 0,25* 171,1 = 42,775
2,5 ≤ 9,76 ≤ 42,775
10.Выбор конструкции сварной рамы и типов сварных швов Рамы служат для установки на них сборочных единиц,связанных между собой требованиями точности относительного положения. Таким образом, рама я вляется координирующим элементом конструкции.
В сварной раме можно выделить элементы конструкции и элементы настройки. К базовой конструкции относится нижний пояс, от которого зависят в основном жесткость и прочность рамы. При большем расстоянии между швеллерами под платики ставят рёбра жесткости . В противном случае тонкие платики будут прогибаться при обработке под действием сил резания. В результате получится неровная и непрочная поверхность. При большей разности уровней можно применить швеллер другого номера или образовать надстойку из гнутого листа.
Раму после сварки желательно отжигать и рихтовать ( выравнивать на специальных массивных плитах ударами молота).
Раму крепят к фундаментным блокам . Современное машиностоение хорактеризует сравнительно частую замену и модренизацию оборудования , что требует иногда перепланеровки цехов. Появилась потребность в быстром переналаживаемом способе установки оборудования. Обычное оборудование (металлорежущие станки, приводы конвееров, и др.) теперь устанавливают или на переносных виброопорах, или непосредственно на бетонном (железобетонном) полу цеха,используя специальные фундаментальные болты.
Фундаментальные болты устанавливаю в скважины, просверленные в полу цеха твердосплавным или алмазным инструментом, с вободно перерезывающим и армотуру, или в колодец, заранее предусмотренный в полу.
Фундаментальный болт ГОСТ 24379.1-80 состоит из шпильки, шайбы, гаек и других деталей. Шпильки фундаментальных болтов изготавливаются из углеродистой стали марки ВСт3пс по ГОСТ 380-94.
На необработанном бетонном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора цемента под опорную поверхность. Перед подливкой оборудование выверяют на горизонтальность подкладками или клиньями. Если поверхность пола точно обработана ( например, шлифованием), то выверку и подливку на применяют.
11.Техника безопасности при эксплуатации привода
1) Все вращающиеся части привода должны быть закрыты кожухом, если это конструктивно возможно.
2) Перед началом смены проверить уровень мала картера редуктора.
3) Двигатель надёжно заземлить.
4) При обслуживании редуктора рабочий должен находиться в специальной одежде, исключающей попадание одежды в рабочие органы привода.
Заключение
При выполнении курсового проекта по "Деталям машин" были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
Список используемой литературы
Шахнюк Л.А., Тихомиров В.П. "Детали машин" Технология проектирования: Учебное пособие . - Брянск: Издательство БГИТА, 2001-344с.
Проектирование механических передач: Учебно - справочное пособие для втузов /С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - 5-е изд. Перераб. и доп. - M.: Машиностроение, 1984. - 560 с, ил.
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. - M.: "Высшая школа", 1991.-432 с
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
94
Размер файла
441 Кб
Теги
otredaktirovanny, kursach, moy
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа