Реферат Детали машин 3

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 8.11.2024

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

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 P_3,кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

(1.1)

,

где              F_t –   окружное усилие, Н;

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

1.2. Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р_1, 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 Р_ДВ = 0,55 кВт с синхронной частотой вращения равной 1500 мин^-1.

(1.7)

Номинальная асинхронная частота вращения n₁ вала вычисляется по формуле:

где n_c– синхронная частота вращения, мин^-1, n_c=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 i₁открытой 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 i_p вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 i_p = 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 Т_вых=250 Нм при n_вх= 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

muf2

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                                                 d_П= 55 мм;

- диаметр внешнего кольца                                      D = 120 мм;

- ширина подшипника                                              В = 29 мм;

- координата фаски                                                   r    = 3 мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность       C_r = 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:

F_t = 1150 Н

(4.2)

Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

S₂= 0,25^.F_t =0,25^.1150 =287,5 Н

(4.3)

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

S₁ = F_t + 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 F_A и F_В:

Так как схема нагружения симметричная то F_A = F_В = 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.

Т_D = 638,94 Нм

М_D = 0,111^.862,5 = 291,38 Нм

Тогда:

(4.6)

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

(4.7)

где d_D – Диаметр вала в сечении D,мм.

Тогда:

Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

(4.8)

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

[σ_и]     – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

(4.9)

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

[n]       – коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

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

4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность
F_r = F_A = F_В = 2625 Н;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

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

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

(4.10)

P_r = VXF_rK_БK_Т,
где    V       – коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

К_Т     – температурный коэффициент, К_Т = 1;

К_Б     – коэффициент безопасности, К_Б = 1,3.
P_r = 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;

l_р       – рабочая длина шпонки, мм:

l_р = l – b = 70 – 14 = 56 мм;

k        – глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t₁ = 9 – 5,5 = 3,5 мм.

[σ_см]   –допускаемое напряжение смятия, [σ_см]<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;

l_р       – рабочая длина шпонки, мм:

l_р = l – b = 100 – 18 = 82 мм;

k        – глубина врезания шпонки, мм:

k = h – t₁ = 11 – 7 = 4 мм.

[σ_см]   –допускаемое напряжение смятия, [σ_см]<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.

Bukvasha