86498

Привод к цепному наклонному конвейеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Произвести кинематические расчеты, определить силы, действующие на звенья узла, произвести расчеты конструкций на прочность, решить вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, продумать процесс сборки и разборки отдельных узлов машины в целом.

Русский

2015-04-07

1.41 MB

19 чел.

федеральное агенство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

"Ижевский Государственный Технический Университет"

Кафедра «Мехатронные системы»  

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

Предмет:    «Детали машин и основы конструирования»

Тема: «Привод к цепному наклонному конвейеру»

Выполнил:

студент гр. 6-16-1                Кислицын М.Г.

Проверил:

        Гольцова О.Б.

Ижевск 2005г.

Содержание.

Содержание. 2

1. Задание 2

2. Введение 3

3. Энергетический, кинематический и силовой расчёт привода 4

4. Расчёт червячной передачи 6

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 12

6. Расчет валов 18

8. Выбор смазки 31

Список литературы. 32

  1.  Задание

1. Дать анализ назначения и условий, в которых находиться каждая проектируемая деталь, и наиболее рациональное конструктивное решение с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований.

2. Произвести кинематические расчеты, определить силы, действующие на звенья узла, произвести расчеты конструкций на прочность, решить вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, продумать процесс сборки и разборки отдельных узлов машины в целом.

Дополнительные требования

Спроектировать передачи с учётом обеспечения наилучших условий смазки.

Спроектировать на выходном валу редуктора зубчатую муфту

Характеристика и условия работы привода:

Длина конвейера      L =  10 м

Угол наклона              20 º

Шаг цепи конвейера     P  =  50.8

Производительность     Q =  16 т/ч 

Скорость цепи конвейера    V  =  0.2 м/с

Число зубьев звездочки конвейера   Z  =  13

Коэффециент сопротивления перемещению C0 = 1.8

Коэффициент использования суточный    Кс = 0,6

Коэффициент использования годовой   Кг = 0,4

  1.  Введение

Редуктор-это механизм для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего механизма. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем или мультипликатором. При частоте вращения быстроходного вала  n<3000 (1/мин) эти механизмы конструктивно однотипны.

Редуктор- законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или упругими разъёмными элементами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёзда корпуса( в основном используют подшипники качения). Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда редуктору предъявляют повышенные требования по уровню вибрации и шума, при очень высоких частотах вращения или при отсутствии подшипника качения нужного размера.

Разнообразие редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положение осей зубчатых колёс в пространстве.

Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости. Типоразмер редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрических передач, глобоидной и червячной главным параметром является межосевое расстояние; планетарной - радиус водила, конической - диаметр основания делительного конуса колеса, волновой - внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии, совпадающий с наружным посадочным диаметром гибкого подшипника, если он применяется.

Под исполнением понимают передаточное отношение, вариант сборки и формы концов валов. Если изменится корпус, то измениться и тип редуктора.

Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент T, представляющий собой допускаемый крутящий момент на его тихоходном валу при постоянной нагрузке и при числе циклов зубчатого колеса, равном его базе контактных напряжений. В расчётах на прочность не следует использовать мощность, так как она не определяет нагруженности детали и не может быть задана независимо от передаточного отношения и частоты вращения валов. Критерием технического уровня служит относительная масса. Относительная масса почти не зависит от частоты вращения валов и сравнительно мало меняется в зависимости от типа и размера редуктора.

Основной путь улучшения технического уровня редуктора - повышение твёрдости рабочих поверхностей зубьев. С ростом технического уровня увеличивается себестоимость 1кг массы редуктора, которая при прочих равных условиях зависит от серийности. Окончательный экономический критерий - относительная себестоимость. Индивидуальный редуктор дешевле сделать с зубьями средней твёрдости, чем высокой.

  1.  Энергетический, кинематический и силовой расчёт привода

Мощность на выходном валу редуктора

, где C0 - коэффециент сопротивления передвижению;

Q - производительность;

L - Длина конвейера;

H - высотаподьема груза;

Потребляемая мощность на валу электродвигателя:

, где PВ- мощность на выходном валу редуктора

η – КПД привода;

Частота вращения выходного вала редуктора:

, где υ - скорость подъёма груза;

 D – диаметр

Выбор типа двигателя:

выбираем двигатель марки 4A80B4Y3:

P=1.5,  n=1415

Кинематический расчет привода

Определение передаточных чисел ступеней редуктора

Uчерв = 31.5 (стандарт)

Uкл.рем. = 77,75/31,5=2,46

Силовой расчет привода:

T1=Tдв*U1 *η=8.9*2.46=21.89

T2=T1*U1 *η=21.89*31.5*0.75*0.992=506.95

Tвых=T2 *ηм=501,88

Pдв=1,33

P1=Pдв* η=1.33*0.95=1.26

P2=P2* η=1.26*0.75=0.93

P3=P2* ηм=0,93*0,99=0,92

Мощность на приводном валу:

  1.  Расчёт червячной передачи

          -   крутящий момент на выходном валу T3=506.95 Н*м;

          -   частота вращения выходного вала  n3=18.26 об/мин;

 -   крутящий момент на входном валу T2=21.89 Н*м;

          -   частота вращения выходного вала  n2=575.2 об/мин;

 

Выбор материала венца колеса в зависимости от скорости скольжения, материала и твердости червяка

м/c

Т.к. VS<4, но VS>1 м/с возможен выбор безоловянистую бронзу

Колесо: БрА10Ж4Н4  Предел прочности σB = 600 Мпа

   Предел текучести  σT = 200 Мпа

Червяк: Ст. 40ХН;  HRC=50;

Определение допускаемых контактных напряжений.

[σ]H=D1 - D2 ·Vs=300 – 25·1,83=254,25 МПа.

Коэффициенты D1 и D2 зависят от материала венца колеса и состоянии червяка: D1=300

(состояние червяка: цементированный, шлифованный и полированный) D2=25

Проектный расчет по контактным напряжениям

мм.

K = 1...1,3.

аwстанд=125мм

Расчет параметров, необходимых для проверочных расчетов.

Число витков (заходов) червяка Z1 выбирается в зависимости от передаточного числа: Z1=1

Число зубьев колеса из условия отсутствия подрезания должно быть не менее 28

Z2 = Z1U=1·31,5=31,5 > 28.     

    

Предварительное определение коэффициента делительного диаметра червяка и осевого модуля

q = 0,25Z2=0,25·30=7,5 ;

.                

т=7, q=7

Коэффициент смещения инструмента .

Условие соблюдаться

Коэффициент начального диаметра червяка

qw = q + 2X=7-2·0,64=5,72;             

Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре

.     

w=9,84 град.         

Делительные диаметры  червяка и колеса

d1=mq=7·7=49;

 d2=mZ2=7·30=210.                    

Начальные диаметры червяка и колеса

                         

Диаметр впадин червяка и колеса

df1 = d1 - 2,5m=49 - 2,5·7=31,5;

= 210-(2,4+2·0,64)·7=184,24 мм

Диаметр выступов колеса

da2 = d2 + (2+2X)m=210+(2-2·0,64)·7=215. мм.    

Максимальный диаметр колеса                                                                          

      

Уточненная скорость скольжения

Уточнение допускаемых напряжений         

[σ]H=D1 - D2 ·Vs=300 – 25·1,22=269,5 МПа

Уточнение КПД редуктора                       

       

где, угол трения =2,2˚

сомножитель 0,9 учитывает потери в уплотнениях и на барботаж (размешивание и разбрызгивание масла).

Моменты на валах и силы, действующие в зацеплении.

Момент на валу червяка

Окружные силы на червяке и на колесе

               

Осевые силы на червяке и на колесе

;         

Радиальные силы при угле зацепления =200

Проверка контактной прочности.

Условие контактной прочности   

                

Отклонения от допускаемых напряжений

Недогрузка  5,3%

Проверка жесткости червяка.

Прогиб тела червяка в среднем сечении

            

Оптимальное значение прогиба червяка

[y]=0,005· m=0,005·7=0.035

допускается некоторое превышение допускаемых значений в пределе запаса жесткости по прогибу

                                         

L - расстояние между опорами червяка, которое до получения точного значения по чертежу, можно принять

               L=0,9daM2=0,9·229=206,1.мм

E - модуль упругости, равный 2105 МПа.

I - осевой момент инерции сечения тела червяка по диаметру впадин

    .мм4                      

Проверка изгибной прочности зуба колеса.

Допускаемые циклические напряжения изгиба      

Эквивалентное число циклов при постоянном режиме нагружения

.  

Рабочие напряжения изгиба зуба колеса

МПа

Коэффициент формы зуба YF=1,71 выбирается по эквивалентному числу зубьев

                                    

Проверка теплостойкости редуктора.

Температура масла в картере редуктора

0С                 

значение мощности на валу червяка

    кВт.                                  

t0 =200C - температура окружающей среды.

Kт - коэффициент теплоотдачи, равный 12...18 вт/(м20C ). В типажных конструкциях принимают 16.

A - поверхность теплоотдачи корпуса редуктора, м2. При ориентировочных расчетах принимают

      м2.                                  

- коэффициент отвода тепла через раму или плиту, примем = 0,2.

[t] - допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначальных свойств, принимается          [t] = 900 C.                                      

Вычисление недостающих параметров.

Диаметр выступов:

= 49+2·7=63 мм.

Длина нарезанной части  

=(8+0,06·30)·7=68,6мм.

      Коэффициенты C1=8 и C2=0,06

Для фрезерованных и шлифованных червяков длина нарезанной части червяка b1 увеличивается на 25 мм  b1 = 93.6 мм т.к. m<10;

 Ширина колеса

= 0,75·63= 47.25 мм.

Условный угол обхвата колеса

град.

  1.  РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор профиля сечения ремня его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива.

По крутящему моменту на валу ведущего шкива выбираем профили, для которых параллельно проведем расчет.

Т1= 21,89 Нм

Обозначение профиля

bp, мм

b0, мм

h, мм

yo, мм

A, мм2

dmin, мм

T1, Нм

О

8,5

10

6

2,1

47

63

<25

A – площадь поперечного сечения ремня.

Dmin – минимально допустимый диаметр малого шкива.

Ремень О – нормального сечения.

Расчет плоской геометрии.

Определение диаметра второго шкива.

С учетом задания принимаем d2=210

d1=d2/u(1-ξ)

ξ=0,02- коэффициент упругого скольжения под полной нагрузкой.

d1=210/2,46(1-0,02)=87,10мм

Диаметр округлим по ряду предпочтительных чисел R40

d1=85мм

Проверим диаметр по скорости ремня.

  

 

Уточняем передаточное число.

и вычисляем отклонение передаточного числа от номинального.

u==

Определение межосевого расстояния.

Минимально допустимое межосевое расстояние

аmin=0,55(d1+d2)+h

аmin=0,55(85+210)+6=168,25мм

Оптимальное значение межосевого расстояния определяем от d2 и от передаточного числа u по таблице.

Ка= =1,2

а=1,2210=252мм

Длина ремня по нейтральному слою.

;    

dcp=147,5мм  =62,5мм

мм

Из стандартов выбираем ближайшую большую длину.

L=1000мм

По  длине определяем а.

Для  возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015

а=а - 0,015L

а=260,94-0,0151000=245,94мм

Для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03

а=а+0,03L

а=245,23+0,031000=290,94мм

Таким образом, межосевое расстояние должно быть в диапазоне,

а = 246…291мм.

Среднее значение при номинале

а = 268 мм

Проверка угла обхвата на малом шкиве

Определение числа ремней по тяговым способностям с учетом долговечности.

Допускаемые приведенные полезные напряжения.

где,     - число пробегов ремня в секунду.

- эквивалентный диаметр малого шкива.

КH - коэффициент эквивалентности диаметра.

Кн=1,14-0,14=

Кн=1,14

de=1,1485 = 96,9

Допускаемые полезные напряжения.

Сα=1,24(1 - еt )

Cp=1 при односменной работе.

t=

Сα=1,24(1 – е-1,393 )=0,94

Окружное усилие.

Определяем число ремней.

Принимаем

А- площадь поперечного.

Сz=0,95 коэффициент неравномерности нагрузки.

Оптимизация параметров.

За критерии оптимизации принимаем межосевое расстояние. Оптимальное межосевое расстояние будет, когда оно согласовано с передаточным числом и диаметром ведомого шкива. Выразим через этот коэффициент диаметр шкива.

=1.2

d2 = мм

d2 = 200мм

Диаметр ведущего шкива

=

d1 = 80мм

Находим передаточное отношение

=

и вычисляем отклонение передаточного числа от номинального.

Определение межосевого расстояния

аmin=0,55(d1+d2)+h

аmin=0,55(200+80) + 6 = 160мм

;    

dcp= 140мм  ∆=60мм

Находим межосевое расстояние в зависимости от длины ремня

Для  возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015

а = а - 0,015L

а = 280,09-0,0151000 = 265,09мм

Для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03

а = а + 0,03L

а = 280,09 + 0,031000 = 310,09мм

Таким образом, межосевое расстояние должно быть в диапазоне,

а=265…310мм.

Среднее значение при номинале

а = 285мм

Проверка угла обхвата на малом шкиве

Проверим диаметр по скорости ремня:

   

Допускаемые приведенные полезные напряжения.

 - число пробегов ремня в секунду.

- эквивалентный диаметр малого шкива.

Кн- коэффициент эквивалентности диаметра.

Кн=1,14-0,14=1,13

Кн=1,13

de=1,1380=90,4

Допускаемые полезные напряжения.

Сα=1,24(1 - еt )

Cp=1 при односменной работе.

t=

Сα=1,24(1 – е-1,41 )=0,95

Окружное усилие

Определяем число ремней.

А- площадь поперечного сечения.

Сz=0,95 коэффициент неравномерности нагрузки.

Принимаем z =6 ремня сечения «О».

Анализ вариантов.

Габаритный размер вдоль межосевого расстояния .

G=dcp+a+h = 140+285+6 = 431мм

Напряжение изгиба в ремне на малом шкиве.

=

При модуле упругости Е=400 МПа в ремне.

Натяжение ветвей передачи, силы, действующие на валы и опоры передачи.

Предварительные натяжения.

F0=σ0Az=1,2476 = 338.4

напряжение предварительного натяжения для клиноременной передачи с нормальным ремнем принимается в пределах σ0=1,2…1,5МПа

Натяжение ведущей ветви.

Натяжение ведомой ветви.

Сила, действующая на вал и опоры передачи.

F==

 

 

Расчет геометрии шкивов.        

При м/с шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ15.

Обод.

Расcчитываем диаметр шкива конструктивный.

,,, , ,         

Определяем ширину шкива передач.

Толщина шкивов передач.

Диск.

Толщина

Отверстия мм,

Ступица.

Внутренний диметр.

мм

Диаметр наружный

мм

Длина

мм

  1.  Расчет валов

Расчет входного [быстроходного] вала

Диаметры вала:

мм;

r=1,5; t=2;f=1-стандарты,

t-высота буртика, r-координата фаски подшипника, f-размер фаски,

мм; -диаметр под подшипник,

мм; -диаметр для упора подшипника

мм

l2=1,5*d2 = 1, 5*25 = 38  мм

=0,15*d1=3 мм,

мм

Определяем силы действующие на вал:

Силы на червяке:

Окружная сила Ft1

 кН

где  T1 – момент на червяке;

 dw1 – диаметр начальной окружности червяка, равный m(q+2x)

Радиальная сила Fr1

Осевая сила Fa1

где  T2 – момент на валу колеса;

 d2 – диаметр делительной окружности колеса;

η – КПД зацепления.

Плечо осевой силы

мм

Нагрузка от муфты

Fм = Т/dм=21,23*103/60 = 353,3 Н, где

dм = 3d = 3*20 = 60 мм, где

d - диаметр вала, d= 20 мм.

Определяем реакции опор.

Определяем реакции опор в плоскости YOZ

Н

= 1757 – 1770,94 + 353,5 = 339.56 Н

направлена вверх

Определяем реакции опор в плоскости YOX.

Н

Н

направлена вверх

Строим эпюры изгибающих моментов.

Плоскость YOZ.

   

  если Y1= 0,   то MY=0

           если Y1= 0,115,   то MY= - 339.56 · 0,115= - 39,0494Н·м

  

  если Y1 = 0, то       Н·м

если Y2 = 0,115, то Н·м

    

если Y3 = 0, то  MY = 27,39 Н·м

если Y3 = 0,0775, то  MY = 0 Н·м

Плоскость YOX.

  

если Y1=0,          то My = 0

если Y1=0,115,   то MY = - 649,55 · 0,115 = - 74,69 Н·м

если Y1=0 ,    то  - 74,69 Н·м

если Y2= 0,115,   то - 649,55 · 0,23 + 1061 · 0,115 = - 27,38 Н·м

если Y1=0 ,    то  - 27,38 Н·м

если Y2= 0,115,   то -649,55 · (0,23 + 0,0775) + 1061 · (0,115+0,0775) –

- 58,15 · 0,0775 = 0 Н·м

Результирующий момент

Определение результирующего изгибающего момента

Результирующий момент определяем в характерных сечениях: у=0; у=0,115, у=0,23; у=0,3075.

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента Мк= 96,56 Н·м

Подбор подшипников.

Вследствие большой осевой силы, действующей на вал червяка, в фиксирующей опоре (опора А) применяем два конических роликовых (тип 7305) подшипника, установленных ''враспор''. Вторую опору для исключения опасных напряженных состояний делаем плавающей, применив радиальный шарикоподшипник.

Расчет подшипника фиксирующей опоры

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Н

Подшипник 7305 обладает следующими характеристиками:

d = 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм, С = 33, 0 кН, С0 = 23,0 кН, e = 0, 36.

Найдём отношение Fa/VFr для роликового подшипника:

FА/VFR = 6.58 > e

FА = 4828 Н - осевая сила, действующая на подшипник;

FR = 732,95 Н - радиальная сила, действующая на подшипник;

V=1 – коэффициент вращения.

Следовательно, следует рассчитывать подшипник с учётом осевой силы.

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, соответствующая номинальному вращающему моменту:

,

где  FR-радиальная нагрузка,   FR = RA= 732,95 Н

FA- осевая нагрузка,    FA = 4828 Н

V-коэффициент вращения, V=1

Kδ- коэффициент безопасности, Kδ=1,3

KT- температурный коэффициент , KТ=1

X и Y- коэффициенты, учитывающие различное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок,X=0,92; Y=1,67;

KE=0,5- коэффициент, учитывающий режим нагрузки

Н

-требуемая динамическая грузоподъемность.

где, Lh = 10512-долговечность подшипника,

P - показатель степени. (для роликовых - 3,33)

Н

33000 Н

Определение базовой долговечности подшипника Н

 

Подшипник подходит, долговечность обеспечена.

Расчет подшипника плавающей опоры

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Подшипник 205 обладает следующими характеристиками:

d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, С = 14, 0 кН, С0 = 6,950 кН, e = 0, 36.

Н

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, соответствующая номинальному вращающему моменту:

, т.к. подшипник не воспринимает осевую силу. Х=1;У=0;

где FR-радиальная нагрузка,  FR =RВ= 1172,38 Н

V- коэффициент вращения, V=1

КЕ- коэффициент эквивалентности, КЕ=0,5

Kδ- коэффициент безопасности, Kδ=1,2

KT- температурный коэффициент , KТ=1

Н

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учетом переменных режимов нагружения PЭ из

-требуемая динамическая грузоподъемность.

где, Lh - долговечность подшипника, равная – 10512,

р - показатель степени. Для шариковых равен – 3;

Н

кН

Определение базовой долговечности подшипника

Подшипник подходит, долговечность обеспечена.

Определяем запас прочности вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5……5.

Опасное сечение вала находится в месте перехода одного диаметра в другой –галтель.

Запас прочности изгиба

где -предел выносливости при изгибе, МПа,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(концентратор-галтель),

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- из условия работы

     МРЕЗ= 84,19 Н·м

мм3

МПа

Подставляем и находим:

Запас прочности при кручении:

где -предел выносливости, МПа,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(сечение ослаблено галтелью),

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии, .

Мпа

Окончательно, коэффициент запаса прочности будет равен:

Следовательно, вал спроектирован правильно

Расчет тихоходного вала

Определяем диаметры ступеней вала.

Диаметр выходного конца вала

где,   Т3= 506,95 Н·м.

Стандарты:

координата фаски подшипника: r = 1,6,

высота буртика: t = 2,8,

размер фаски: f = 3;

мм - диаметр под подшипник;

мм -диаметр для упора подшипника;

мм;

мм

l2=1,25*d2 = 46  мм;

=0,15*d1 = 6 мм;

Определяем силы действующие на вал:

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила:

Н;

Осевая сила:

Н;

Плечо осевой силы:

мм;

Консольная нагрузка:

Н;

Определяем реакции опор.

Длины для построения эпюр:

l1 = 45 мм, l2 = 45 мм, l3 = 70 мм

Определяем реакции опор в плоскости ZOY:

 

Н

= 1843,45 – 1757 – 3636,54 = -3550,09 Н

направлена в противоположную сторону

Определяем реакции опор в плоскости YOX.

= 4828/2 = 2414 H;

;

2414 H;

Строим эпюры изгибающих моментов.

Плоскость YOZ.

      если Y1 = 0,    то MY = 0

                                 если Y1 = 0,045,   то MY =  3550,09 · 0,045 = -159,75 Н·м

  

  если Y1=0,    то  Н·м

   если Y2=0,045, то Н·м

    

если Y3=0,   то MY = 129,03 Н·м

если Y3=0,1,  то MY = 0 Н·м

Плоскость YOX.

 

если Y1=0, то   My=0

если Y1=0,045, то  MY = - 2414 · 0,045 = -108,63 Н·м

  если Y1=0, то   MY = -108,63 Н·м Н*м

  если Y2=0,045, то  MY = - 2414 · 0,09 + 4828 · 0,45 = -1955.34 Н·м

  если Y1=0,   то   MY = -1955.34 Н·м Н*м

  если Y2=0,045,   то  MY = - 2414 · 0,16 + 4828 · 0,45 - 2414 · 0,07 = 0 Н·м

Результирующий момент

Определение результирующего изгибающего момента

Результирующий момент определяем в характерных сечениях: у=0; у=0,05, у=0,1; у=0,2.

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента Мк=111,41 Н·м

Подбор подшипников.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Н

Н

Т.к. в данном случае действует большая осевая сила выбираем конические роликоподшипники  7209. Расчет ведем по более нагруженному подшипнику.  

Подшипник 7209 обладает следующими характеристиками:

d = 45 мм, D = 85 мм, В = 19 мм, С = 50, 0 кН, С0 = 33,0 кН, e = 0, 41.

Осевые составляющие

 S=0,83·e·Fr=0,83·0,41·4364,83 = 1485,35 Н

          FA= Fa + S = 1061,5 + 14585,35 = 2546,85 H.

Найдём отношение Fa/VFr для роликового подшипника:

FА/VFR = 0,58 > e

FА = 2546,85 Н - осевая сила, действующая на подшипник;

FR = 4364,83 Н - радиальная сила, действующая на подшипник;

V=1 – коэффициент вращения.

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, соответствующая номинальному вращающему моменту:

,

где  V-коэффициент вращения, V=1

Kδ- коэффициент безопасности, Kδ=1,3

KT- температурный коэффициент , KТ=1

KE=0,5- коэффициент, учитывающий режим нагрузки

X и Y- коэффициенты, учитывающие различное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок,

Н

-требуемая динамическая грузоподъемность.

где, Lh = 10512-долговечность подшипника,

P - показатель степени. (для роликовых - 3,33)

Н

50000 Н

Определение базовой долговечности подшипника Н

 

Подшипник подходит, долговечность обеспечена.

Определяем запас прочности вала

Выбираем материал вала:

Назначаем сталь марки - ст 45

σ В=900МПа, σ -1=380МПа, τ-1=230МПа, =0,05

Определяем запас прочности в опасном сечении вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса прочности. Рассматриваем опасное сечение при максимальном моменте; концентратор напряжения – шпоночный паз.

Запас прочности изгиба

где -предел выносливости при изгибе, МПа,

=1,7- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- из условия работы

Вал ослаблен шпоночным пазом

где d-диаметр вала, d = 50 мм

b и t1-ширина и глубина шпоночного паза, b=20мм,   t1=7,5 мм.

мм3

Запас прочности при кручении

где -предел выносливости, МПа,

=эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(сечение ослаблено шпоночным пазом),

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии, .

Вал ослаблен шпоночным пазом

где d-диаметр вала, d = 50мм

b и t1-ширина и глубина шпоночного паза, b=20мм,   t1=7,5 мм.

мм3

МПа

Прочность вала  обеспечена

  1.  Расчет муфты

Муфта упруго-предохранительная шариковая, упругий  элемент – тор.

Расчет предохранительной шариковой полумуфты:

Н*м. dвала = 40 мм.

dшарика

20

22

24

26

28

z

14

13

12

10

9


Окружное усилие

Нормальное усилие

 

Минимальное усилие, действующее на пружину

Расчет пружины

 

где,  ;

;

dпро

t

C

τ

2

1,13

10

1340,94

2,5

1,17

8

624,14

3

1,2

7

325,02

Модуль при кручении

Число витков пружины

- рабочее чило витков

Сжатие пружины до полечения максимального значения

Высота пружины до соприкосновения витков

мм

Шаг пружины

мм

Высота пружины без нагрузки

мм

Расчет упругой полумуфты с торообразной оболочкой:

Номинальный вращательный момент:

 Н*м.

Выбираем муфту:

с-1,

мм,

мм,  

мм,

мм,

мм, мм,

мм,

мм, мм,

мм, Н*м.

Расчет прочности упругого элемента муфты:

Н*м, где  - динамический коэффициент нагрузки, зависящий от типа двигателя и машины, .

Запас по устойчивости упругого элемента:

 , .

Работоспособность обеспечивается.

 

При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения сдвига. Наибольшее значение они достигают в кольцевом сечении диаметром .

 МПа

 .

Условие прочности соблюдается.

Выбор муфты на входной вал

Для соединения вала  двигателя и вала клиноременной передичи,  примем цепную муфту. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Размеры муфты подбираем исходя из заданного момента и диаметра.

Нам подходит муфта  цепная (ГОСТ 20884-82) 63 – 20 – 1.1

  1.  Выбор смазки

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Масло выбираем из стандартов.

Контактные напряжения

Мпа 600Мпа

м/с  Для зубчатых колес при 500 С кинематическая вязкость

Для данной вязкости выбираем минеральное индустриальное масло И-30А

Глубина погружения червяка в масло

мм

Принимаем h=12мм

Список литературы.

  1.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. -М. : Высш. шк. , 1991.-432с.:ил. ISBN 506-001514-9.
  2.  Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975 .
  3.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и  деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М. : Высш.шк. , 1985.-416с.:ил.
  4.  Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение , 1989.-496с.:ил .

EMBED Equation.3  

bр

d

y0

h

b0


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

11405. Изучение жанра сказки на уроках литературы в специальной (коррекционной) школе III-IV вида 25.23 KB
  Лабораторное занятие № 5 Изучение жанра сказки на уроках литературы в специальной коррекционной школе IIIIV вида Задания для самостоятельной работы обязательной формы: 1.Составьте конспект урока по выбранной вами теме: 1 Разработайте конспект вступит
11406. Чтение и изучение фольклорных жанров на уроках литературы в специальной (коррекционной) школе III-IV вида (на материале пословиц и поговорок, былины) 18.31 KB
  Лабораторное занятие № 6 Чтение и изучение фольклорных жанров на уроках литературы в специальной коррекционной школе IIIIV вида на материале пословиц и поговорок былины. Задания для подготовки Выявите по словарям литературоведческих терминов значение понятий
11407. УСТНОЕ НАРОДНОЕ ТВОРЧЕСТВО БЫЛИНЫ 53 KB
  УСТНОЕ НАРОДНОЕ ТВОРЧЕСТВО БЫЛИНЫ Занятия по фольклору в седьмом классе начинаются с рассказов учащихся об известных им жанрах устного народного творчества с пересказов полюбившихся им сказок пословиц поговорок загадок. Они могут быть проведены в виде св...
11408. УСТНОЕ НАРОДНОЕ ТВОРЧЕСТВО Обрядовый фольклор 58 KB
  УСТНОЕ НАРОДНОЕ ТВОРЧЕСТВО Обрядовый фольклор 2 часа Урок 8 Обряды и обрядовый фольклор. Произведения календарнообрядового цикла: колядки веснянки масленичные летние песни осенние обрядовые песни. Эстетическое значение обрядового фольклора
11409. ЦИКЛИЧЕСКИЕ ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫЕ ПРОЦЕССЫ 71.5 KB
  Лабораторная работа ЦИКЛИЧЕСКИЕ ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫЕ ПРОЦЕССЫ Цель работы; ознакомление и приобретение навыков алгоритмизации задач методом структурной декомпозиции использования основных арифметикологических и управляющих операторов языка С/С и отладки пр...
11411. ОБРАБОТКА МАССИВОВ ДАННЫХ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ПОЛЬЗОВАТЕЛЬСКИХ ФУНКЦИЙ 50.5 KB
  Лабораторная работа ОБРАБОТКА МАССИВОВ ДАННЫХ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ПОЛЬЗОВАТЕЛЬСКИХ ФУНКЦИЙ Цель работы: ознакомление с принципами описания и алгоритмизации обра ботки массивов однотипных данных средствами языка С/С и приобретение навыков работы и отладки...
11413. Нормализация баз данных 36 KB
  Лабораторная работа № 1. Нормализация баз данных. Задание: 1. Спроектировать реляционную базу данных состоящую из четырех связанных отношений. 2. Произвести нормализацию БД до третьей нормальной формы. Нормализация данных Один и тот же набор данных в реляцио...