курсовые,контрольные,дипломы,рефераты
1. Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана
1.1 Исходные данные
Рис. 1 Привод галтовочного барабана:
1 – двигатель; 2 – передача клиновым ремнем; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 – галтовочный барабан; I, II, III, IV – валы, соответственно, – двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1
| Окружная сила на барабане F, кН | 1,1 |
|
Окружная скорость барабана , м/с |
2,5 |
|
Диаметр барабана , мм |
900 |
|
Допускаемое отклонение скорости барабана , % |
4 |
|
Срок службы привода , лет |
6 |
1.2 Определим ресурс привода
Ресурс привода
=365*6*8*2*0,85=29784 ч
где: Lh – ресурс привода;
Lr=6 – срок службы привода, лет;
tc=8 – продолжительность смены, ч;
Lc=2 – число смен;
k=0,85 – коэффициент простоя;
2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Определим номинальную мощность и номинальную частоту вращения двигателя, передаточное число привода и его ступеней
Мощность исполнительного механизма:
=1100*2,5=2,75кВт
где: F – окружная сила на барабане, Н;
V – окружная скорость барабана, м/с;
Частота вращения исполнительного механизма:
об/мин
где: D – диаметр барабана, мм;
Общий КПД приводящего механизма:
=0,97*0,97*0,992*0,995=0,917
где: η – КПД приводящего механизма;
ηз.п. – КПД пары цилиндрических колес косозубой передачи;
ηрем – КПД клиноременной передачи;
ηподш – КПД пары подшипников качения;
ηм – КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;
Требуемая мощность двигателя:
Вт
По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности P=3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112МА6У3 с параметрами Pдв= 3,0 кВт и скольжением s=4,7%.
Номинальная частота вращения:
nэд=n*(1-s)=1000*0,953=953 об/мин
Угловая скорость вращения вала электродвигателя:
рад/с
Передаточное число приводящего механизма:
Т.о. передаточное число ременной передачи Nр=4, передаточное число цилиндрической косозубой передачи Nз.п=4,48
Вращающий момент на первом валу:
Н*м
2.2 Рассчитаем и запишем данные в таблицу.
1 вал – вал электродвигателя
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
2 вал – быстроходный вал редуктора
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
3 вал – тихоходный вал редуктора
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
4 вал – вал рабочего механизма
мин-1
рад/с
кВт
Н*м
Таблица 2
| Номер вала | n, об/мин |
ω, с-1 |
P, кВт |
T*103, Н∙мм |
| 1 вал | 953 | 99.7 | 3 | 30.09 |
| 2 вал | 256.46 | 27.77 | 2.88 | 103.71 |
| 3 вал | 53.1 | 5.55 | 2.765 | 498.2 |
| 4 вал | 53.1 | 5.55 | 2.751 | 495.67 |
3. Расчет клиноременной передачи
По номограмме в соответствии с P=3кВт и n=953 об/мин выбираем ремень сечения А для которого минимальный расчетный диаметр малого шкива d1min=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d1=100 мм
ε=0,015 – коэффициент скольжения;
Принимаем d2=353 мм
Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
Минимальное межосевое пространство:
где h – высота сечения ремня
Расчетная длина ремня:
По ГОСТ 1284 – 80 принимаем Lр=1120 мм
Межосевое расстояние по стандартной длине:
Окружная скорость ремня:
м/с<[25]
Количество клиновых ремней:
Сила предварительного натяжения одного клинового ремня:
Н
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:
Н
Определим силу давления ремней на вал:
Н
4. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
Допускаемые контактные напряжения:
где: – предел контактной выносливости;
– коэффициент долговечности;
– коэффициент безопасности;
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
для шестерни
МПа
для колеса
МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
МПа
Требуемое условие выполнено.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
мм
где: – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
– коэффициент ширины венца;
– передаточное число редуктора;
;
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 мм.
Нормальный модуль зацепления:
мм;
Принимаем по ГОСТ 9563* мм;
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни и колеса:
Уточненное значение угла наклона зубьев:
β=12,83°.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
мм;
мм;
Проверка: мм;
диаметры вершин зубьев:
мм;
мм;
ширина колеса: мм;
ширина шестерни: мм;
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес:
м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
При , твердости и симметричном расположении колес относительно опор . При м/с и 8-й степени точности . Для косозубых колес при м/с .
Таким образом,
Проверка контактных напряжений:
МПа<
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Н
радиальная Н
осевая Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Коэффициент нагрузки .
При , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . Для косозубых колес 8-й степени точности, твердости и м/с .
Таким образом, коэффициент
– коэффициент, учитывающий форму зуба
Для шестерни
Для колеса
При этом и
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
Для стали 45 улучшенной при твердости .
Для шестерни МПа;
Для колеса МПа.
[SF]=[SF] [SF]» – коэффициент безопасности
[SF]=1,75 [SF]«=1
Получаем [SF]=[SF]̒[SF]«=1,75*1=1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни МПа
для колеса МПа
Находим отношение :
для шестерни МПа
для колеса МПа
Определяем коэффициенты и :
;
для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности .
Проверяем прочность зуба колеса:
МПа< МПа
Условие прочности выполнено.
5. Расчет валов редуктора
5.1 Расчет быстроходного вала редуктора
1) 1-я ступень под шкив:
– диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа:
мм
Принимаем мм.
– длина: мм
2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
– диаметр: мм
– длина: мм
3) 3-я ступень под шестерню:
– диаметр: мм
Принимаем мм.
– длина: исходя из геометрических представлений мм
4) 4-я ступень под подшипник:
– диаметр: мм
– длина: мм
II. Расчет тихоходного вала редуктора.
1) 1-я ступень под упругую втулочно-пальцевую муфту:
– диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа:
мм
Принимаем мм.
– длина: мм
2) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
– диаметр: мм
Принимаем мм
– длина: мм
Принмаем мм
3) 3-я ступень под зубчатое колесо:
– диаметр: мм
Принимаем мм.
– длина: исходя из геометрических представлений принимаем мм
4) 4-я ступень под подшипник:
– диаметр: мм
– длина: мм
Предварительный выбор подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов.
По ГОСТ 8338–75 примем радиальные шарикоподшипники тяжелой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм и мм.
Таблица 3
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | r | Грузоподъемность, кН | |
| 408 | 40 | 110 | 27 | 3,0 | 63,7 | 36,5 |
| 412 | 60 | 150 | 35 | 3,5 | 108,0 | 70,0 |
6. Эпюры изгибающих моментов
1. Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
; ;
Н
;
Н
Проверка: ;
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, Н*м:
; ;
;
;
;
2. Горизонтальная плоскость
а) Определяем опорные реакции, Н:
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, Н*м: ; ;
3. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:
;
6. Расчетная схема ведущего вала.
7. Проверка долговечности подшипников
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шарикоподшипники 407: мм; мм; мм; кН; кН.
Отношение
где: Н – осевая нагрузка;
– коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).
Отношение ; этой величине соответствует
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Н
где: – коэффициент безопасности для приводов галтовочных барабанов;
– температурный коэффициент.
Динамическая грузоподъемность:
Н<Cr
где: ч – требуемая долговечность подшипника;
– коэффициент надежности;
– коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.
Долговечность подшипника:
Подшипник пригоден.
8. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры мм; мм; мм
Колесо
Цилиндрическое зубчатое колесо кованное.
Его размеры мм; мм; мм.
Диаметр ступицы мм;
Длина ступицы мм
Принимаем мм.
Толщина обода мм
Принимаем мм.
Толщина диска мм
9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм; принимаем мм;
мм; принимаем мм;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
мм;
мм;
нижнего пояса корпуса
мм; принимаем мм.
Толщина ребер основания корпуса:
мм;
Принимаем мм
Толщина ребер крышки:
мм;
Принимаем мм
Диаметр болтов:
а) фундаментных мм; принимаем болты с резьбой М20;
б) крепящих крышку к корпусу у подшипников мм; принимаем болты с резьбой М14;
в) соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М10.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Выбираем шпонку призматическую со скругленными торцами по ГОСТ 23360–78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
Допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице МПа
Ведущий вал: мм; мм; мм; мм; длина шпонки мм
Условие прочности выполнено.
11. Уточненный расчет валов
Производим расчет для предположительно опасных сечений.
Ведущий вал.
Материал вала сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки мм среднее значение МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
МПа.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента через шкив клиноременной передачи рассчитываем на кручение.
Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При мм;мм;мм,
;
МПа
Принимаем , , .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где: МПа
МПа
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Условие выполнено.
12. Посадка зубчатого колеса и подшипников
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347–82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала .
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по .
13. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: дм3.
При контактных напряженияхМПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 °С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжеты.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1–6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447 с.
3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2 – е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454 с.
1. Разработка кинематической схемы привода галтовочного барабана 1.1 Исходные данные Рис. 1 Привод галтовочного барабана: 1 – двигатель; 2 – передача клиновым ремнем; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая втулочно-п
Copyright (c) 2024 Stud-Baza.ru Рефераты, контрольные, курсовые, дипломные работы.