avangard-pressa.ru

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

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          C0r = 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;
[σи]     –  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 = VXFrKБKТ,
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.
[σсм]   –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.
[σсм]   –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.