Реферат: 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

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:

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:

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:

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:

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 .

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:

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:

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:

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:

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:

Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:

Вращающие моменты вычислим по формуле:

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

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 .

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:

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 C_{0 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

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.

Крышка подшипника торцевая глухая низкая ГН 100 ГОСТ 13219.2-81

Рис.6. Крышка подшипника торцевая глухая низкая.

по эквивалентному моменту

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

F_t = 1150 Н

S₂ = 0,25^. F_t =0,25^. 1150 =287,5 Н

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

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.

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:

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где d_D – Диаметр вала в сечении D,мм.

Тогда:

Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

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

[σ_и ] – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

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:

P_r = VXF_r K_Б K_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:

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:

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:

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.