Referat.me

Название: Детали машин 3

Вид работы: реферат

Рубрика: Транспорт

Размер файла: 662,32 Kb

Скачать файл: referat.me-338679.docx

Краткое описание работы: Содержание Техническое задание…………………………………………………………….....2 Введение…………………………………………………………………………….3 1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор

Детали машин 3

Содержание

Техническое задание…………………………………………………………….....2

Введение…………………………………………………………………………….3

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор

электродвигателя и редуктора…………………………………………………..4

1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа………….....4

1.2. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя………...4

1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного

органа и двигателя………………………………………………………..4

1.4. Выбор электродвигателя…………………………………………………6

1.5. Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора…………………….8

2. Выбор муфты…………………………………………………………..………..11

3. Проектирование открытой передачи…………………………………….….....12

4. Проектирование исполнительного органа………………………………....….14

4.1. Проектный расчет вала……………………………………....…………..14

4.2. Подбор подшипников и шпонок……………………………………… ..14

4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность

по эквивалентному моменту………………………………………….....16

4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность………………...18

4.5. Проверочный расчет шлицевых или шпоночных соединений………..19

Список использованных источников……………………………………………..20

ЮУрГУ

Кафедра ОПМ


к

Введение

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет ременной передачи.


1. Кинематический и силовой расчет привода.

Выбор электродвигателя и редуктора

1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа

Мощность P3, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

(1.1)

,

где Ft – окружное усилие, Н;

vt – окружная скорость, м/с (см. рис. 1).

1.2. Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

(1.2)

,

(1.3)

где η – общий КПД привода равный

η1 – КПД открытой ременной передачи, η1 = 0,95 [1, табл. 1];

η2 – КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора , η2 =;

При этом:

1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

Частота n3 , мин-1 , вращения вала:

(1.4)

где D – диаметр барабана ленточного конвейера,450 мм;


1 – электродвигатель;

2 – ременная передача;

3 – двухступенчатый коническо-целендрический редуктор;

4 – компенсирующая муфта;

5 – узел барабана.

Рисунок 1 – Кинематическая схема

привода ленточного конвейера

Частота n1 , мин-1 , вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:

(1.5)

,

(1.6)

где i – передаточное отношение привода,

i1 – передаточное отношение открытой ременной передачи, i1 =2…3 [1, табл. 1];

i2 – передаточное отношение цилиндрического двухступенчатого редуктора, i2 =3…6;

По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:

Выбираем частоту вращения вала электродвигателя примерно в 1,2…1,3 раза больше среднего значения интервала:

мин-1

1.4. Выбор электродвигателя

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель – АИР71А4(рис.2). Мощность РДВ = 0,55 кВт с синхронной частотой вращения равной 1500 мин-1 .

(1.7)

Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле:

где nc – синхронная частота вращения, мин-1 , nc =1500 мин-1 [2];

S – относительное скольжение вала, %, S=9,5%;

Проверим условие работоспособности при пуске:

(1.8)

где – кратность пускового момента двигателя ;

– кратковременных пиковых перегрузок в приводе, =1,5;

2,4 > 1,5 – условие выполняется.




Рисунок 2 – Эскиз электродвигателя АИР71А4

1.5. Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:

(1.9)

,

Подставив, значения получим:

Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:

(1.10)

Подставив значения, находим i1 :

i1 =2.

Таким образом, передаточное отношение редуктора ip вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 14. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:

(1.10)

Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

j = 1, 2…k–1,

где k – порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);


Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

(1.11)

j = 1, 2…k–1,

Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:

Вращающие моменты вычислим по формуле:

(1.12)

j = 1,2…k,

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала

Мощность

Р, кВт

Частота вращения n, мин-1

Вращающий момент

Т, Нм

1

0,52

1355,13

3,66

2

0,5

677,7

7

3

0,46

23.9

183,8

Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо–цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера Ц2У-100 Твых =250 Нм при nвх = 677,7 мин-1 .



Типоразмер редуктора

L

L1

L2

L3

L4

L5

B

B1

B2

H

H1

H2

d

Ц2У-100

390

325

290

85

136

165

155

145

109

230

112

20

15

Рисунок 3 – Эскиз редуктора


2. Выбор муфты.

Муфта зубчатая серии МЗ является подвижной муфтой, она способна компенсировать угловое и радиальное смещение и перекосы осей валов. Муфта зубчатая серии МЗ состоит из двух зубчатых обойм, соединенных болтами, и двух зубчатых втулок, вставленных в обоймы. На обоймы устанавливаются крышки с манжетами.
Соединяемые муфтой зубчатой валы запрессовываются в отверстия зубчатых втулок. Зубья втулок входят в зацепление с зубьями обойм. Благодаря форме зуба втулок возможно незначительное смещение в любых направлениях. Зубчатые муфты изготавливаются в соответствии по ГОСТ 50895-96, ГОСТ 5006-83 или по ТУ заказчика.
Муфты зубчатые общемашиностроительного применения используются для соединения валов и передачи крутящего момента от 1000 до 63000 Н*м и специальных от 71000 до 250000 Н*м при угловых, радиальных и осевых смещений валов.
Компенсация смещений валов достигается относительным перекосом втулок и обойм за счет боковых зазоров между зубьями и выполнения поверхности выступов зубьев втулок сферической. Перекос оси каждой втулки относительно оси обоймы - не более 1°30'.

Муфты зубчатые

1- втулка, 2- обойма, 3- фланцевая полумуфта, 4- промежуточный вал.

Рисунок 4 – Эскиз муфты.


3. Проектирование ременной передачи.

Результаты расчета ременной передачи

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.

Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.

4. Проектирование исполнительного органа

4.1. Проектный расчет вала

Валы – детали, которые служат для поддержания других вращающихся деталей, а сами опираются на подшипники.

На этапе эскизного проектирования ориентировочно была намечена конструкция валов, определены диаметры отдельных участков. Теперь следует уточнить эти размеры, согласовать их с деталями, устанавливаемыми на вал, учесть вид и расположение опор, конструкцию уплотнения, технологию изготовления. Перед отработкой конструкции вала должны быть решены такие важные вопросы, как способ передачи вращающего момента в соединении вал - ступица и способ крепления деталей на валу от осевого перемещения.

1) Рассчитываем значение диаметра выходного конца вала:

;

где Mk = Т - крутящий момент, Н·мм; - допускаемое напряжение на кручение, ; =10…30 МПа; Т=184000 Нм – берём из предварительного расчёта привода.

мм.

Из стандартного ряда принимаем: d1=45 мм; L1=70 мм.

2) Далее по значению диаметра вала выбираем и устанавливаем шпонку.

Шпонка, выбранная по длине и диаметру конца вала, имеет размеры, ГОСТ 23360-78:

b

h

t

t1

14

9

5

3,3

где b – ширина, h – высота шпонки, t – глубина паза в вале, t2 – глубина паза в ступице, Lш – длина шпонки.

Длина шпонки: Lш=L1-20=70-10=50 мм.

Из стандартного ряда длину шпонки берём: Lш=50 мм.

4.2. Подбор подшипников и шпонок.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 55 мм:

- высота шпонки h = 10 мм;

- ширина шпонки b = 16 мм;

- длина шпонки l = 100 мм;

- глубина паза вала t1 = 7 мм;

- глубина паза ступицы t2 = 10 мм.

Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения.



Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1311.

- диаметр отверстия dП = 55 мм;

- диаметр внешнего кольца D = 120 мм;

- ширина подшипника В = 29 мм;

- координата фаски r = 3 мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность Cr = 51,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность C0 r = 24,0 кН.

Рисунок 7 – Эскиз подшипника.

На этом этапе подбирается корпус подшипника, крышки подшипника и манжетные уплотнения.

Корпус подшипника выбирается по диаметру наружного кольца подшипника.

Рис.4. Корпус подшипника.

Корпус подшипника УМ 100. ГОСТ 13218.3-80, размеры, мм

D

D1

d

d1

d2

d3

A

B

B1

L

L1

l

H

H1

h

r

r1

90

120

11

17

8

22

180

40

48

230

135

142

139.5

74

24

85

12.5

Крышки подшипника выбирается по диаметру вала.

Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением

МН 100*65 ГОСТ 13219.5-81


Рис.5. Крышка подшипника торцевая с манжетным уплотнением.

D

dвала

d

D1

D2

d1

d2

B

b

H

h

h1

h2

r

r1

100

55

66

120

90

11

20

135

13.6

21

5

7

9

85

12.5

Крышка подшипника торцевая глухая низкая ГН 100 ГОСТ 13219.2-81

Рис.6. Крышка подшипника торцевая глухая низкая.

D

D1

D2

B

d

d1

n

H

h

h1

h2

l

s

r

r1

90

120

90

135

11

20

4

16

5

7

4

10

6

85

12


4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность

по эквивалентному моменту

Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании:

Ft = 1150 Н

(4.2)

Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

S2 = 0,25. Ft =0,25. 1150 =287,5 Н

(4.3)

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

S1 = Ft + S2 = 1150 + 287,5 = 1437,5 Н

(4.4)

Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

Q = S1 + S2 = 287,5 + 1437,5 = 1725 Н

Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ :

Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 862,5 Н.

(4.5)

В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

ТD = 638,94 Нм

МD = 0,111. 862,5 = 291,38 Нм

Тогда:

(4.6)

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

(4.7)

где dD Диаметр вала в сечении D,мм.

Тогда:


Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа


Допускаемое напряжение [σ], МПа:

(4.8)

где Kр – коэффициент режима работы, Kр = 1,8;

и ] – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

(4.9)

где σТ – предел текучести материала (Сталь 40Х), σТ = 640 МПа;

[n] – коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, – условие выполняется.

4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность

Fr = FA = FВ = 2625 Н;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

е – коэффициент осевого нагружения, е = 0,19;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

(4.10)


Pr = VXFr KБ KТ ,

где V – коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

КТ – температурный коэффициент, КТ = 1;

КБ – коэффициент безопасности, КБ = 1,3.

Pr = 1. 1. 2625. 1,3. 1 = 3412,5 Н.

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

(4.11)

где a1 – коэффициент долговечности, a1 = 1;

a23 – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;

Сравниваем с требуемым ресурсом= 9500, ч:

Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 – годен.

4.5. Проверочный расчет шпоночного соединения

4.5.1. Проверочный расчет шпонки вала под муфту:

Условие работоспособности шпонки вала:

(4.12)

где Т – передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d – диаметр вала, d = 45 мм;

lр – рабочая длина шпонки, мм:

lр = l – b = 70 – 14 = 56 мм;

k – глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t1 = 9 – 5,5 = 3,5 мм.

см ] –допускаемое напряжение смятия, [σсм ]<180 МПа.

144,5 МПа < 180 МПа

условие выполняется.

4.5.2. Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном:

Условие работоспособности шпонки вала:

(4.13)

где Т – передаваемый момент, Т = 638.94Нм;

d – диаметр вала, d = 60 мм;

lр – рабочая длина шпонки, мм:

lр = l – b = 100 – 18 = 82 мм;

k – глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t1 = 11 – 7 = 4 мм.

см ] –допускаемое напряжение смятия, [σсм ]<180 МПа.

64,9 МПа < 180 МПа – условие выполняется.

Шпоночное соединение показано на рисунке 6.


Список использованных источников

1. Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992.

2. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 477с., ил.

4. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.: ил.

5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.

6. Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.

7. Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.

8. Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.

Похожие работы

  • Привод к шнеку-смесителю

    Оглавление 1.Техническое задание 2.Введение 3.Выбор электродвигателя , кинематический и силовой расчёт привода 4.Расчёт зубчатой передачи редуктора

  • Кинематический, динамический и силовой анализ КШМ и ДВС

    МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ СЕРВИСА И ЭКОНОМИКИ Курсовая работа. По дисциплине: “Основы функционирования систем сервиса”

  • Расчет редуктора прямозубого

    Содержание Введение…………………………………………………………………………… 1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода…………………………………………………………………

  • Энергетический и кинематический расчет привода

    Выбор электродвигателя механического привода и проведение расчетно-конструкционной работы. Технические данные асинхронных двигателей. Значение коэффициентов для расчета ременной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес.

  • Расчет привода и поршневого двигателя автомобиля

    Двигатель внутреннего сгорания. Простейшая принципиальная схема привода автомобиля. Кинематический и динамический анализ кривошипно-шатунного механизма. Силовой расчет трансмиссии автомобиля. Прочностной расчет поршня и поршневого пальца двигателя.

  • Шасси машин. Планетарные трансмиссии многоцелевых гусеничных и колесных машин

    Анализ и синтез планетарных коробок передач. Индексация основных звеньев ПКП. Определение значений внутренних передаточных чисел (ВПЧ) и кинематической характеристики планетарных механизмов (ПМ). Синтез кинематической схемы ПКП с двумя степенями свободы.

  • Привод к лебедке

    Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой червячной и открытой косозубой зубчатой передач. Разработка эскизного проекта. Проверочный расчет валов, подшипников и шпонок.

  • Кинематический расчёт автомобиля

    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ ВАЗ 2101 Передаточное число трансмиссии на j – ой передаче определяется выражением ij = iКП j · iГП j , iГП=4,3, iКП1=3,75; iКП2=2,30; iКП3=1,49; iКП4=1,00.

  • Проектирование привода ленточного конвейера 2

    Омский государственный аграрный университет Кафедра деталей машин и инженерной графики Пояснительная записка По курсовому проекту "Детали машин"

  • Расчет привода ленточного конвейера

    Выбор асинхронного электродвигателя; определение угловых скоростей, расчетных мощностей и вращающих моментов на валах привода. Конструирование клиноременной передачи, расчет основных параметров шкивов и шпонок. Подбор подшипников, муфт и редуктора.