Курсовая: Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор - текст курсовой. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Курсовая

Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор

Банк рефератов / Технологии

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Курсовая работа
Язык курсовой: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Архив Zip, 273 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникальной курсовой работы

Узнайте стоимость написания уникальной работы

Министерство общего и профессионального образования РФ Курганский Государственный унив ерситет Кафедра “Детали машин” Привод ленточного конвейера КУРСОВОЙ ПРОЕКТ расчетно-пояснительная записка Вариант 2501 Дисциплина детали машин Студент ________ Неупокоев Д.А. Группа М -3115 Направление (специальность ) 552900 Руководитель __________ Слесарев Е.Н. Комиссия : Ратманов Э.В. Смолин А.И. Дата защиты _______________________ Оценка _______________________ Курган , 1998 г. ДМ 2501.100.000 ПЗ Изм Лист № документа Подп ись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Привод ленточного конвейера Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 2 44 КГУ группа М -3115 Н . контр. Утв. ДМ 2501.100.000 ПЗ Лист 3 Изм. Лист № документа Подпись Дата ВВЕДЕНИЕ Редуктором называют механизм , состоящий из зубчатых или червячных передач , выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине . Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера , а также подобрать муфты , двигате ль , спроектировать раму . Редуктор состоит из литого чугунного корпуса , в котором помещены элементы передачи – червяк , червячное колесо , подшипники , вал и пр . Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем , выходной – с конвейером. 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера , схема которого изображена на рис .1, при заданном окружном усилии на барабане F =2.7 к H , окружной скорости V =0.18 м /с и диаметре барабана D =400 мм. 1.1. Кинематический анализ схемы при вода. Привод состоит из электродвигателя , одноступенчатого червячного редуктора и приводного барабана . Червячная передача служит для передачи мощности от первого ( I ) вала ко второму ( II ). При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вр едного сопротивления . Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе : в зубчатой передаче , в опорах валов . Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности , развиваемой двигателем , на величину потерь. 1.2. Мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане ) 1.3. Общий коэффициент полезного действия привода. где пк =0.99 – к.п.д . пары подшипников качения ( по таблице 1 [1]) , чп =0.40 – к.п.д . червячной передачи ( по таблице 1 [1]) , пс =0.95 – к.п.д . пары подшипников скольжения (по таблице 1 [1]) . 1.4. Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопро тивления ) 1.5. Частоты вращения барабана (третьего вала ) 1.6. Ориентировочное передаточное число привода где U ` 1 - ориентировочное значение передаточного числа червячной передачи ( по рекомендациям [1]) . 1.7. Ориентировочные частоты вращения вала электродвигат еля. 1.8. Выбор электродвигателя. По таблице 5 из [1] выбираем электродвигатель марки 4А 1008УЗ , мощность которого P дв =1.5кВт , частота вращения n дв =700 об /мин , отношения и , 1.9. Передаточное число привода. 1.10. Передаточные числа ступеней передач привода 1.11. Частоты вращения валов привода. Для первого вала Для второго вала Частоты второго и третьего вала одинаковы , следовательно , n III = n II =17.189 об /мин 1. 12. Мощности на валах. Мощность на первом валу Мощность на вто ром валу Мощность на третьем валу (для проверки ) равна Р вых 1.13. Моменты на валах Таблица 1.1 Результаты кинематического расчета Расчетные параметры Номера валов I II III Передаточное число ступени U=40.724 Мощность Р , кВт 1.293 0.512 0.486 Обороты n, об /мин 700 17.189 17.189 Момент Т , Н м 17.64 284.461 270.016 2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ 2.1 . Исходные данные для расчета : а ) вращающий момент на валу червячного колеса T 2 =284.461 Нм ; б ) передаточное число U =40.724; в ) скорость вращения червя ка n 1 =700 об /мин ; г ) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке Т 2пик = 1.3 Т = 1.3 284.461 = 369.8 (Н м ) д ) циклограмма нагружения (рис .2.1.) Рис .2.1. 2.2. По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов ) червяка и число зубьев колес а : Принимаем Z 2 =40, следовательно , U ф = Z 2 / Z 1 =40/1=40 2.3 . Выбор мате риала. Ожидаемая скорость скольжения : По таблице 26 из [2] с учетом V ` s выбираем материал венца червячного колеса : БрА 9ЖЗЛ 2.4 . Расчет допускаемых напр яжений. Для колес из бронзы , имеющей предел прочности В > 300 МПа , опасным является заедание , и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения . В нашем случае ( по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [ H ] 2 =173 МПа. Определим вращающие моменты на валах : Т 21 = 1.3 Т Н = 1.3 284.461 = 369.8 (Н м ); Т 22 = Т Н = 284.461 (Н м ); Т 23 = 0.3 Т Н = 0.3 284.461 = 85.338 (Н м ); Определим срок службы передачи (в часах ): где l лет - кол ичество лет безотказной работы передачи ; k год – годовой коэффициент , равный 0.6; k сут – суточный коэффициент , равный 0.3 Определим время действия вращающих моментов : 2.5 . Предварительное зн ачение коэффициента диаметра. 2.6 . Ориентировочное значение межосевого расстояния. где K - коэффициент неравномерности нагрузки ; K V – коэффициент динамической нагрузки. В предварительных расчетах принимают произведение K K V =1.1… 1.4 , мы примем это произведение равным 1.2 T 2 – вращаю щий момент на валу червячного колеса , Нм. 2.7 . Предварительное значение модуля , мм. Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2] ) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 5.0 и q =10 2.8. Уточняем межосевое расстояние. Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда : … 100 ; 125 ; 160 … Принимаем a w = 125 мм. 2.9 . Коэффициент смещения. 2.10 . Проверочный расчет по контактным напряжениям. 2.10.1 . Угол подъема витка червяка. 2.10.2 . Скорост ь относительного скольжения в полюсе зацепления , м /с. где d 1 = m q = 5.0 10 = 50 ( мм ) 2.10.3. По скорости скольжения V S выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень ) и определяем коэффициент динамической нагрузки K V =1.25 2.10.4. Коэффициент неравномерности нагрузки. где - коэффициент деформации червяка , определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z 1 , равный 108 T i и t i – вращающий момент и время его действия на i - т ой ступени по гистограмме нагружения ; Т 2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса ; Т 2 max – максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов. Т 2 max = 284.461 ( Н м ) Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен : 2.10.5 . Расчетные контактные напряжения. 2.11 . Проверочный расчет по напряжениям изгиба. 2.11.1. Эквивалентное число зубьев колеса. 2.11.2. Коэффициент формы зуба колеса в ыбираем по таблице 31 [2] : 2.11.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса. [ F ] 2 =0.25 T +0.08 B – допу скаемые напряжения для всех марок бронз , значения T и B приведены в таблице 26 [2] [ F ] 2 =0.25 245+0.08 530=103.65 ( МПа ) Условие прочности выполняется , так как F 2 <[ F ] 2 , следовательно , m и q были нами выбраны верно. 2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам. 2.12.1. Проведем проверку по пико вым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев. Условие прочности имеет вид : где [ H ] max =2 T – предел прочности для безоловянистых бронз , [ H ] max =2 245=490( МПа ) H 2 max <[ H ] max , следовательно , условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется. 2.12.2. Пиковые напряжения изгиба. Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба : [ F 2 ] max = 0.8 T = 0.8 245 = 196 ( МПа ) F 2 max <[ F 2 ] max , следовательно , условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется. 2.13. Геометрический расчет передачи. О сновные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам , приведенным в таблице 32 [2]. Диаметры делительных окружностей для червяка : d 1 = m q = 5 10 = 50 ( мм ) для коле са : d 2 = m Z 2 = 5 40 = 200 ( мм ) Диаметры вершин для червяка : d a 1 = d 1 + 2 m = 50 + 2 5 = 60 ( мм ) для колеса : d a 2 = d 2 + 2 m (1 + x ) = 200 + 2 5(1 + 0) = 210 ( мм ) Высота головки витков червяка : h a 1 = m = 5 ( мм ) Высота ножки витков червяка : h f 1 = 1.2 m = 1.2 5 = 6 (мм ) Диаметр впадин для червяка : d f 1 = d 1 – 2 h f 1 = 50 - 2 6 = 38 ( мм ) для колеса : d f 2 = d 2 - 2 m (1.2 + x ) = 200 - 2 5 (1.2 + 0) = 188 ( мм ) Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2] ): b 1 = (11 + 0.06 Z 2 ) m = (11 + 0.06 40) 5 = 67 (мм ) Наибольший диаметр червячного колеса : Ширина венца червячного колеса : b 2 45 мм Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса : R = 0.5 d 1 – m = 0.5 50 – 5 = 20 ( мм ) Межосевое расстояние (проверка ): a w = 0.5 m ( q + Z 2 + 2 x ) = 0.5 5 (10 + 40 + 2 0) = 125 ( мм ) 2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах ) Делительная толщина по хорде витка : Высота до хорды витка : 2.15. Силы в зацеплении червячной передачи. 2.15.1. Окружная сила червячного колеса ( F t 2 ) и осевая сила червя ка ( F a 1 ). 2.15.2. Окружная сила червяка ( F t 1 ) и осевая сила червячного колеса ( F a 2 ). F t1 = F a2 = F t2 tg( + ) = 2844.61 tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H) здесь - это угол трения , который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая =2. 2 2.15.3. Радиальная сила червяка ( F r 1 ) и червячного колеса ( F r 2 ). F r1 = F r2 = 0.37 F t2 = 0.37 2844.61 = 1052.506 (H) 2.16. Тепловой расчет червячной передачи. 2.16.1. Приближенное значе ние К.П.Д . червячной передачи. 0.95 в данном случае – это множитель , учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием. 2.16.2. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха. [ t м ] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75… 90 C ); P 1 =1.293кВт – подводимая мощно сть (мощность на валу червяка ); К Т =8… 17.5 Вт /(м 2 С ) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха ) Примем К Т =14 Вт /(м 2 С ) ; t 0 – температура окружа ющего воздуха , 20 С ; A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса , включая 70% площади поверхности ребер и бобышек , м 2 а – межосевое расстояние червячной передачи , м ; - коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту ( =0.2) t м < [ t м ] , следовательно , редуктор специально охлаждать не надо. 2.17. Расчет червяка на же сткость. Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным : L = 0.95 d 2 = 0.95 200 = 190 ( мм ) Правильность зацепления червячной пары может быть обесп ечена лишь при достаточной жесткости червяка . Средняя допускаемая стрела прогиба [ f ] червяка может быть принята : Стрела прогиба червяка , вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле : Здесь L – расстояние между серединами опор ; J пр – приведенный момент инерции сечения червяка , определяемый по эмпирической формуле : Найдем реальную стрелу прогиба : f < [ f ], следовательно , условие жесткости выполняется. 3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛО В РЕДУКТОРА И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ. Рассчитаем входной и выходной валы . Из предыдущих расчетов редуктора известно : а ) моменты передаваемые валами Т I = 17.64 Н м и Т II = 284.461 Н м ; б ) диаметры d 1 = 50 мм и d 2 = 200 мм ; 3.1. Входной вал червячного редуктора. 3.1.1. Выбор материала вала. Назначаем материал вала - сталь 40ХН . Принимаем по таблице 3 [3] : В = 820 МПа , Т = 650 МПа. 3. 1.2. Проектный расчет вала. Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при [ ]=15 МПа . По стандартному ряду принимаем d в =18 мм , тогда по таблице 2 из [3] t =2 мм , r = 1.6 мм , f =1. 3.1.3. Определим д иаметры участков вала. Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3]. Диаметры подшипниковых шеек : d п 1 = d в +2 t = 18+2 2 = 22 ( мм ); Значения d п долж ны быть кратны 5, поэтому принимаем d п 1 = 25 мм d бп 1 = d п 1 +3.2 r = 25+5.12 = 30.12 ( мм ) По стандартному ряду принимаем d бп 1 = 30 мм Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.2 мм , r = 2 мм , f = 1. Параметры нарезанной части : d f1 = 38 мм ; d 1 = 50 мм и d a1 = 60 мм Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса , то есть l 1 2 10 мм Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f 1 = 70 мм 3.2. Выходной вал. 3.2.1. Выбор материала вала. Выберем сталь 45 3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [ ] = 30 МПа. По стандартному ряду принимаем d в =36 мм , тогда по таблице 2 из [3] t =2.5 мм , r = 2.5 мм , f=1.2 3.2.3. Определи м диаметры участков вала. Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3]. Диаметры подшипниковых шеек : d п 2 = d в +2 t = 36+2 2.5 = 41 ( мм ); Значения d п должны быть кратны 5, поэтому принимаем d п 2 = 40 мм d бп 2 = d п 2 +3.2 r = 40+3.2 2.5 = 45 ( мм ) По стандартному ряду принимаем d бп 2 = 45 мм Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.8 мм , r = 3 мм , f = 1.6 d к > d п , примем d к = 48 мм . Для 48 мм принимаем t = 2.8 мм , r = 3 мм , f = 1.6, тогда d бк = d к + 3f = 48 + 3 1.6 52 ( мм ) Диаметр ступицы червячного колеса : d ст 2 = (1.6… 1.8) d бп 2 = (1.6… 1.8) 45 = 72… 81 (мм ) Принимаем d ст 2 = 76 мм. Длина ступицы червячного колеса : l ст 2 = (1.2… 1.8) d бп 2 = (1.2… 1.8) 45 = 54… 81 (мм ) Принимаем l ст 2 = 6 0 мм. 3.3. Подбор подшипников. 3.3.1. Подбор подшипников для червяка. Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7205 легкой серии . Схема установки подшипников – враспор . Из таблицы 19.24 [4] выписываем : d = 25 мм , D = 52 мм , Т = 16.25 мм , e = 0.36. Расстояние между заплечикам и вала по компоновочной схеме l T = 200 мм . Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников : l П = l Т + 2Т = 200 + 2 16.25 = 232.5 (мм ) Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника : Искомое расстояние l 3 равно : l 3 = l П – 2а = 232.5 - 2 12.745 208 (мм ) 3.3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса. Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7208 легкой серии . Схема установки подшипников – враспор . Из таблицы 19.24 [4] выписываем : d = 40 мм , D = 80 мм , Т = 19.25 мм , e = 0.38. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме l T = 80 мм . Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников : l П = l Т + 2Т = 80 + 2 19.25 = 118.25 (мм ) Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника : Искомое расстояние l 3 равно : l 6 = l П – 2а = 118.25 - 2 17.225 84 (мм ) Другие линейные размеры , необходимые для определения реакций , берем по компоновочной схеме : l 1 = мм , l 2 = 104 мм , d 1 = 50 мм , l 4 = мм , l 5 = мм , d 2 = 200 мм. 4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РА ЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА. 4.1. Размеры червяка. Червяк выполняем за одно целое с валом . Размеры вала и червяка были определены ранее , поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования : - диаметр делительной окружности d 1 = 50 м м ; - диаметр вершин d a1 = 60 мм ; - диаметр впадин d f1 = 38 мм ; - длина нарезанной части червяка b 1 = 67 мм ; - диаметр вала d бп 1 = 30 мм. 4.2. Расчет конструктивных размеров червячного колеса. Все расчеты в данном пункте ведем в соответст вии с методикой приведенной в [4] § 6 главе 4. Основные геометрические размеры червячного колеса были нами определены ранее . Для удобства дальнейшего использования выпишем их : - диаметр делительной окружности d 2 = 200 мм ; - диаметр вершин d a2 = 210 мм ; - диаметр впадин d f2 = 188 мм ; - ширина венца червячного колеса b 2 = 45 мм ; - диаметр отверстия под вал d = 4 8 мм ; - диаметр ступицы червячного колеса d ст 2 = 76 мм ; - длина ступицы червячного колеса l ст 2 = 60 мм. Колесо конструи руем отдельно от вала . Изготовим червячное колесо составным (рис .4.1.): центр колеса из серого чугуна , зубчатый венец – из бронзы БрА 9ЖЗЛ . Соединим зубчатый венец с центром посадкой с натягом . Так как у нас направление вращения постоянное , то на наружной п оверхности центра сделаем буртик . Такая форма центра является традиционной . Однако наличие буртика усложнит изготовление и центра , и венца. Червячное колесо вращается с небольшой скоростью , поэтому нерабочие поверхности обода , диска , ступицы колеса остав ляем необработанными и делаем конусными с большими радиусами закруглений. Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f 0.5m, где m – модуль зацепления. f = 0.5 5 = 2.5 ( мм ) В зависим ости от диаметра отверстия червячного колеса принимаем стандартное значение фасок по таблице 4.1 из [4], то есть f = 1.6 мм Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса : h 0.15b 2 = 0.15 45 = 7 ( мм ); t = 0.8h = 0.8 7 = 5.6 ( мм ); S ч = 2 m = 2 5 = 10 ( мм ); S о = 1.3 S ч = 1.3 10 = 13 (мм ); C = 1. 25 S o = 1.25 13 16 ( мм ). 5. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА. 5.1. Конструирование корпуса. Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем по рис .11.15 из [4 ]. Для червячного редуктора с межосевым расстоянием меньшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковых стенках , через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом. Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами . Диаметры болтов принимаем по формуле : где Т – вращающий момент на тихоходном валу , Н м. принимаем М 8, число болтов z = 8. Для уд обства сборки диаметр D отверстия окна выполняем на величину 2С = 4 мм больше максимального диаметра колеса d ам 2 = 210 мм . Чтобы добиться необходимой жесткости , боковые крышки выполняем с высокими центрирующими буртиками (Н ). Соединение крышек с корпусом у плотняем резиновыми кольцами круглого сечения. Толщина стенки корпуса : принимаем = 8 мм. Т олщины стенок боковых крышек 1 = 0.9 = 0.9 8 7 (мм ) Диаметр отверстия под крышку D = d ам 2 + 2С = 210 + 4 = 214 (мм ) Размеры конструктивных элементов крышек : С = 2 мм , D = 214 мм , D к = D + (4… 4.4)d = 214 + (4… 4.4) 8 = 246… 250 ( мм ), примем D к равным 248 мм ; D ф = D к + 4 мм = 248 мм + 4 мм =252 мм ; Н 0.1 D к = 0.1 248 = 24.8 (мм ). Примем Н равным 30 мм. Размер h p = 163 мм. Диаметр d ф болтов для крепления редуктора к плите : d ф = 1.25 d = 1.25 8 = 10 ( мм ), Принимаем М 10, число болтов – 4. Диаметр отверстия для болта d 0 = 12 мм (по таблице 11.11 из [4]). Толщина лапы – 15 мм. Высота ниши h 0 = 2.5(d ф + ) = 2.5(10 + 8) = 45 (мм ) Глубина ниши – 24 мм. Ширина опорной поверхности – 32 мм. 5.2. Конструирование стакана и крышек подшипников. Стакан (рис . 5.1.) и крышки (рис . 5.2.) подшипников изготовим из чугуна марки СЧ 15. Примем для всех подшипников привертные крышки , которые будем крепить к корпусу редуктора болтами . Рассчитаем все конструк тивные элементы и , для удобства дальнейшего использования , занесем в таблицы 5.1 и 5.2. Таблица 5 .1. Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм ) D d z 1 2 C D ф для правой опоры червяка 52 6 6 4 7 5 8 88 для левой опоры червяка 52 6 8 4 7 5 14 98 для опор вала колеса 80 8 8 4 8 6 8 114 Таблица 5.2. Размеры конструктивных элементов стакана (мм ) D D a 1 2 C D ф t болт d z 52 66 7 7 7 8 98 2 8 4 6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РА СЧЕТ ВАЛОВ. Для валов основным видом разрушения является усталостное , статическое разрушение наблюдается значительно реже . Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок . Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является осн овным , а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный. 6.1. Проверочный расчет входного вала. 6.1.1. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций. Опорные реакции в горизонтальной плоскости : Проверка : - Z A + F r1 -Z B = -184.353 + 1052.506 – 868.153 = 0 Опорные реакции в вертикальной плоскости : Проверка : - Y A + F t1 -Y B – F M = -228.984 + 395.259 – 67.46 – 98.815 = 0 6.1.2. Построение эпюр изгибающих моментов. Изгибающие моменты : в горизонтальной плоскости M YA = -Z A 104 = -90287.9 ( Н мм ) M YB = -Z B 104 = -19172.7 ( Н мм ) в вертикальной плоскости : M ZA = -Y A 104 = -23814.336 ( Н мм ) M ZB = -F M 66 = -6521.79 ( Н мм ) 6.1.3. Назначение опасных сечений. Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала , назн ачаем сечение , для которого будет выполняться расчет . Это опасное сечение в точке С. 6.1.4. Проверка прочности вала в сечении С. Суммарный изгибающий момент в сечении С : Моменты сопротивления сечения вала-червяка (по таблице 4 [3]): Напряжения изгиба : Напряжения кручения : Пределы выносливости материала (таблица 3 [3]): -1 = 360 МПа ; -1 = 210 МПа. Коэффициенты , характеризующие чувствительность ма териала к асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН : = 0.15; = 0.1 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений д ля сечения с червяком для стали 40ХН с пределом прочности В = 820 МПа (по таблице 4 [3]): K = 2.4 ; K = 1.8 Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечн ого сечения при d = 50 мм (по таблице 6 [3]): = 0.70; = 0.70 Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7 [3]): K F = 1.12 Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8 [3]): K V = 1.3 Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей. по нормальным напряжениям : по касательным напряжениям : Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба : Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения : Коэффициент запаса сопротивлению усталости : 6.2. Проверочный расчет выходного вала. Исходные данные , извес тные из предыдущих расчетов : F a2 = 395.259 H; F t2 = 2844.61 H; F r2 = 1052.506 H; F M = 0.25 F t2 = 0.25 2844.61 = 711.153 H. 6.1.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций. Опорные реакции в горизонтальной плоскости : Проверка : Z A - F r1 + Z B = 996.799 - 1052.506 + 55.707 = 0 Опорные реакции в вертикальной плоскости : Проверка : Y A - F t2 + Y B + F M = 2099.593 – 2844.61 + 33.863 + 7 11.153 = 0 6.2.2. Построение эпюр изгибающих моментов. Изгибающие моменты : в горизонтальной плоскости M YA = Z A 42 = 41865.6 ( Н мм ) M YB = Z B 42 = 2339.7 ( Н мм ) в вертикальной плоскости : M ZA = Y A 42 = 88182.9 ( Н мм ) M ZB = F M 80 = 56892.2 ( Н мм ) 6.2.3. Наз начение опасных сечений. Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала , назначаем сечение , для которого будет выполняться расчет . Это опасное сечение в точке С. 6.2.4. Проверка прочности вала в сечении С. Суммарный изгибающий момент в сечении С : Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4 [3]): Напряжения изгиба : Напряжения кручения : Пределы выносливости материала (таблица 3 [3]): -1 = 250 МПа ; -1 = 150 МПа. Коэффициенты , характеризующие чувстви тельность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45: = 0.1; = 0.05 Эффективные коэффициенты концентрации на пряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности В = 560 МПа (по таблице 4 [3]): K = 1.75 ; K = 1.5 Коэффициент влияния абсолютных размеров п оперечного сечения при d = 48 мм (по таблице 6 [3]): = 0.82; = 0.71 Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по табли це 7 [3]): K F = 1.05 Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8 [3]): K V = 1 Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей. по нормальным напряжениям : по касательным напряжениям : Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба : Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения : Коэффициент запаса сопротивлению усталости : ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ. 7.1. Подшипники для входного вала. Для червяка примем подшипники роликовые конические 7205 легкой серии . Из таблицы 19.24 [4] выписываем : d = 25 мм , D = 52 мм , Т = 16.25 мм , e = 0.36, С = 24000 Н. Из условия равновесия вала : от сил , действующих в вертикальной плоскости , F r от сил , действующих в горизонтальной плоскости , F t Полные радиальные реакции опор В ыбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 ( по рекомендациям [4]) Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника P 1 = (V X F r1 + Y F a1 ) K б K т , где K б = 1.3 – коэффициент безопасности ( по таблице 6.3 [4]) ; K Т = 1.0 – температурный коэффициент ( по таблице 6.4 [4]) ; Х – коэффициент радиальной нагрузки ; V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внут реннего кольца подшипника. P 1 = (0.4 1 898 + 0.92 28844.61) 1.3 1.0 = 3860 (H) Ресурс подшипника : m =3.33 – показатель кривой выносливости. L h тр = 9460.8 ч – требуемая долговечность. L h1 > L h тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям. 7.2. Подшипники для выходного вала. Для вала червячного колеса примем подш ипники роликовые конические 7208 легкой серии . Из таблицы 19.24 [4] выписываем : d = 40 мм , D = 80 мм , Т = 19.25 мм , e = 0.38, С = 46500 Н. Из условия равновесия вала : от сил , действующих в вертикальной плоскости , F r от сил , действующих в горизонтальной плоскости , F t Полные радиа льные реакции опор Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 ( по рекомендациям [4]) Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника P 1 = (V X F r1 + Y F a1 ) K б K т , где K б = 1.3 – коэффициент безопасности ( по таблице 6.3 [4]) ; K Т = 1.0 – температурный коэффициент ( по таблице 6.4 [4]) ; Х – коэффициент радиальной нагрузки ; V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника. P 1 = (0.4 1 2324.12 + 0.86 65.191) 1.3 1.0 = 1281.426 (H) Ресурс подшипника : m =3.33 – показатель кривой выносливости. L h тр = 9460.8 ч – требуемая долговечность. L h1 > L h тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям. 8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ПОСАДКИ ВЕНЦА ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА. 8.1. Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой . Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4] : - сечение b h = 6 6 мм ; - фаска 0.3 мм ; - глубина паза вала t 1 = 3.5 мм ; - глубина паза ступицы t 2 = 2.8 мм ; - длина l = 32 мм. Шпонка призматическая со скругленными торцами . Материал шпонки – сталь 45 нормализованная . Напряжения смятия и условия прочнос ти определяем по формуле : При чугунной ступице [ ] см = 70… 100 МПа. Передаваемый момент Т = 17.64 Н м. см < [ ] см , следовательно , допустимо установить муфту из чугуна СЧ 20 8.2. Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала. 8.2.1. Соединение вал-кол есо. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4] : - сечение b h = 14 9 мм ; - фаска 0.5 мм ; - глубина паза вала t 1 = 5.5 мм ; - глуб ина паза ступицы t 2 = 3.8 мм ; - длина l = 48 мм. Шпонка призматическая со скругленными торцами . Материал шпонки – сталь 45 нормализованная . Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле : При чугунном центре колеса [ ] см = 70… 100 МПа. Передаваемый момент Т = 284.461 Н м. см < [ ] см , следовательно , допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ 20 8.2.2. Соединение вала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4] : - сечение b h = 10 8 мм ; - фаска 0.4 мм ; - глуб ина паза вала t 1 = 5 мм ; - глубина паза ступицы t 2 = 3.3 мм ; - длина l = 50 мм. Шпонка призматическая со скругленными торцами . Материал шпонки – сталь 45 нормализованная . Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле : При чугунной ступице [ ] см = 70… 100 МПа. Передаваемый момент Т = 284.461 Н м. см < [ ] см , следовательно , допустимо установить муфту из чугуна СЧ 20 8.3. Выбор посадки для венца червячного колеса. Мощность , передаваемая червячным колесом Р 2 = 0.512 кВт ; Частота вращения n 2 = 17.189 об /мин ; Вращающ ий момент , передаваемый червячным колесом Т = 284.461 Н м. Венец выполнен из бронзы БрА 9ЖЗЛ отливка в кокиль ( Т = 245 МПа ), чугунный центр - из серого чугуна СЧ 20 ( пч.р = 118 МПа ; = 0.25) Колесо изображено на рис .4.1. Минимальное контактное давление, которое должно быть создано по поверхностям сопрягаемых деталей для передачи момента Т : Определим величину минимального расчетного натяга : Принимаем для материала охватываемой детали (чугуна ) Е 1 = 1.3 10 5 МПа и = 0. 25; для материала венца - Е 1 = 1.1 10 5 МПа и = 0.33. Вычислим коэффициенты с 1 и с 2 : Вычис лим минимальный табличный натяг с учетом поправок : Т min = min + u = 306 + 14.4 320 мкм По таблицам допусков и посадок [6] выбираем посадку в системе отверстия : Т min = 330 мкм ; Т max = 420 мкм. Проверку прочности соединяемых деталей производим при контактном давлении , соответствующем максимально возможной величине натяга : Для опасных точек внутренней поверхности венца червячного колеса при = 1.0 получаем : Коэффициент запаса прочности : Такой коэффициент запаса достаточен. Д ля опасных точек колесного центра : Таким образом , колесный центр имеет весьма большой запас прочности. 9. ВЫБОР СМАЗКИ РЕД УКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ. 9.1. Выбор системы и вида смазки. Скорость скольжения в зацеплении V S = 1.842 м /с . Контактные напряжения Н = 142.58 Н /мм . По таблице 8.2 из [4] выберем масло И-Т-Д -220. Используем карте рную систему смазывания . В корпус редуктора заливаем масло так , чтобы венец червячного колеса был в него погружен на глубину h м : h м max 0.25d 2 = 0.25 200 = 50 ( мм ) ; h м min = 2 m = 2 5 = 10 ( мм ) При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями , разбрызгиваться , попадать на внутренние стенки корпуса , откуда стекать в нижнюю его часть . Внутри корпуса образуется взвесь частиц м асла в воздухе , которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей , в том числе и подшипники. Объем масляной ванны V = 0.65 P пот = 0.65 1.306 = 0.85 л. 9.2. Выбор уплотнений. И для червяка , и для червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так , чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла. 10. ВЫБОР МУФТ. 10.1. Выбор муфты для входного вала. Исходные данные извес тные из предыдущих расчетов : - вращающий момент на валу Т = 17.64 Н м ; - частота вращения входного вала n = 700 об /мин ; - диаметр консольного участка вала d 1 = 18 мм ; - диаметр консольного участка двигателя d 2 = 28 мм. Так как диаметры консольного участка вала (18 мм ) и консольного участка двигателя (28 мм ) неодинаковы , то муфта , соединяющая их , будет нестандартная . Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для d = 28 мм : D = 120 мм ; l = 42 мм . Левую полумуфту изготов им сами для d = 18 мм : D = 120 мм ; l = 42 мм . Длина всей муфты L = 89 мм. Тип муфты – с цилиндрическими отверстиями (рис . 10.1.). 10.2. Выбор муфты для выходного вала. Исходные данные известные из предыдущих расчетов : - вращающий момент на валу Т = 284.461 Н м ; - частота вращения выходного вала n = 17.189 об /мин ; - диаметр консольного участка вала d = 36 мм. Для данных параметров наиболее подходящая муфта упругая с торообразной оболочкой (рис 10.2.). Размеры этой муфты возьмем по таблице 15.4 из [4] ( ГОСТ 20884-75): d = 36 мм ; D = 250 мм ; L = 240 мм ; l = 60 мм ; n max = 2000 об /мин. Номинальный вращающий момент Т = 315 Н м. Максимальный момент при кратковременной перегрузке 1000 Н м. 11. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РАМЫ. Для изготовления рамы используются швеллера по ГОСТ 8240-72. Швеллера соединяются между собой посредством сваривания плавящими электродами. Два продольных швеллера № 12 длиной по 565 мм ск репляются между собой с левой части швеллером № 12 длиной 45 мм , справа встык к ним приваривается швеллер № 30 длиной 180 мм . В правой же части сверху устанавливается швеллер № 18 длиной 180 мм параллельно швеллеру № 30. Редуктор крепится на 2 продольных шве л лера № 12, а двигатель на 2 поперечных швеллера № 18 и № 30. В местах их крепления привариваются пластины и сверлятся отверстия диаметром 12 мм , а снизу привариваются косые шайбы . На нижних полках швеллеров № 12 и № 30 в местах крепления рамы к фундаменту свер л ятся отверстия диаметром 12 мм и привариваются косые шайбы. Габаритные размеры рамы : длина 665 мм , высота 310 мм , ширина 180 мм. ПРИЛОЖЕНИЯ Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор червячный ДМ 2501.100.000 ПЗ Расчетно-пояснительная записка Сборочные единицы 1 ДМ 2501.110.000 Червяк 2 ДМ 2501.120.000 Вал выходной Детали 3 ДМ 2501.100.001 Корпус 1 4 ДМ 2501.100.002 Крышка смотровая 1 5 ДМ 2501.100.003 Крышка смотровая 1 6 ДМ 2501.100.004 Крышка подшипника 1 7 ДМ 2501.100.005 Крышка подшипника 1 8 ДМ 2501.100.006 Крышка подшипника 1 9 ДМ 2501.100.007 Кры шка подшипника 1 10 ДМ 2501.100.008 Стакан 1 11 ДМ 2501.100.009 Прокладка 1 12 ДМ 2501.100.010 Прокладка 1 13 ДМ 2501.100.011 Прокладка регулировочная 2 14 ДМ 2501.100.012 Прокладка регулировочная 2 15 ДМ 2501.100.013 Маслоуказатель 1 16 ДМ 2501.100.014 Отдушина 1 17 ДМ 2501.100.015 Винт грузовой 2 ДМ 2501.100.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Редуктор Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 2 КГУ группа М -3115 Н . контр. Утв Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание 18 ДМ 2501.100.016 Кольцо уплотнительное 2 19 ДМ 2501.100.017 Пробка коническая 1 Стандартные изделия Болты ГОСТ 7798-70 21 М 6 6g 25.5.8 4 22 M8 6g 25.5.8 16 23 M8 6g 30.5.8 12 Винты ГОСТ 1491-80 24 М 6 6g 18.5.8 4 25 M8 6g 22.5.8. 4 Манжеты ГОСТ 8752-79 26 1 – 24 38 1 27 1 – 40 56 1 Шайбы ГОСТ 6402-70 28 665Г 4 29 865Г 28 ДМ 2501.200.000 СП Лист 2 Изм. Лист № документа Подпись Дата Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.200.000.СБ Сборочный чертеж Детали 1 ДМ 2501.200.201 Пластина 4 2 ДМ 2501.200.202 Пластина 4 3 ДМ 2501.200.203 Швеллер 18 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 180 1 4 ДМ 2501.200.20 4 Швеллер 1 2 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 565 1 5 ДМ 2501.200.20 5 Шв еллер 1 2 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 565 1 6 ДМ 2501.200.206 Швеллер 1 2 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 45 1 7 ДМ 2501.200.20 7 Швеллер 30 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 180 1 8 ДМ 2501.200.208 Косые шайбы 12 12 ДМ 2501.200.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Рама сварная Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 1 КГУ группа М -3115 Н . контр. Утв Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.300.000 СБ Сборочный чертеж Сборочные единицы 1 ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор 1 2 ДМ 2501.200.000 СБ Рама сварная 1 3 ДМ 2501.300.000 СБ Муфта 1 Стандартные изделия Болты ГОСТ 7798-70 4 М 10 6g 38.5.8 4 5 M10 6g 50.5.8 4 Гайки ГОСТ 5915-70 6 М 10 8 Муфта торообразная 7 250 – 36 – 1.1 ГОСТ 20884-75 1 Шайбы 8 1065Г ГОСТ 6402-70 8 9 10 ГОСТ 13371-68 8 Электродвигатель 10 4А 1008УЗ ГОСТ 19523-74 1 ДМ 2501.300.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Привод Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 1 КГУ группа М -3115 Н . контр. Ут в СПИСОК ИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ. 1. Смолин А.И. Кинематический расчет привода. Методические указания . Курган : 1989. 2 2 с. 2. Ратманов Э.В . Расчет передач зацеплением . Учебное пособие . Курган , 1995. 7 8 с. 3. Колесников В.Н . Расчет валов . Мет одические указания . Курган , 1996. 25 с. 4. Дунаев П.Ф ., Леликов О.П . Детали машин . Курсовое проектирование . М .: Высшая школа , 1990. 400 с. 5. Чернавский С.А ., Ицкович Г.М . и др . Курсовое проектирование деталей машин . М .: Машиностроение , 1979. 351 с. 6. Федоренко В.А ., Шошин А.И . Справочник по машиностроительному черчению . Л .: Машиностроение , 1981. 416 с. Электродвигатель Тип 4А 1008УЗ Мощность 1.5 кВт Обороты 700 об /мин Муфта на входном валу Тип МУВП Расчетный передаваемый момент 17.64 Н м Допускаемый угол перекоса 1 30 Допускаемая несоосность 0.3 мм на выходном валу Тип торообразная Расчетный передаваемый момент 284.461 Н м Допускаемый угол перекоса 1 30 Допускаемая несоосность 2.5 мм Редуктор Тип Червячный Передаточное число 40 Расчетная мощность 1.293 кВт Обороты ведущего вала 700 об /мин ДМ 2501.300.000 СБ Привод Лит. Масса Масштаб Изм Лист № документа Подпись Дата У 1:2 Разработ. Неупокоев Д.А Проверил Слесарев Е.Н. Т . контр. Лист 1 Листов 1 КГУ группа М -3115 Н . контр. Утвердил Лит. Масса Масштаб Изм Лист № документа Подпись Дата У Разработ. Неупокоев Д.А Проверил Слесарев Е.Н. Т . контр. Лист Листов КГУ группа М -3115 Н . контр. Утвердил
1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
В последнее время встречаются такие принцы, что кажется логичным выйти замуж за белого коня.
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru