Курсовой Проект По Механике
Курсовой Проект По Механике
Курсовая работа по Прикладная механике
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
Рейтинг 2.41 (16 Голосов)
Справочная и техническая литература
Механизмы и технологи
Курсовые работы
Курсовая работа по Прикладная механике
Copyright © 2020. Материалы сайта разрешается использовать при размещении активной-индексируемой ссылки и указании сайта в списке использованной литературы
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Прикладная механика» .
Выполнить проект привода машины, состоящий из электродвигателя, цепной передачи, одноступенчатого червячного редуктора, упругой муфты. Параметры на рабочем валу привода: мощность-1,5 кВт, угловая скорость- 2,5 рад/с. Привод не реверсивный.
Кинематический расчёт и выбор электродвигателя.
Анализируем кинематическую схему привода. Привод включает: 1-электродвигатель; 2-цепную передачу; 3-червячный редуктор; 4-муфту.
Общий К. П.Д. привода равен произведению К. П.Д. последовательно соединённых подвижных звеньев: двух пар подшипников, червячной зубчатой пары, клиноременной передачи.
Частота вращения выходного вала привода.
Ориентируясь на расчетную мощность, и по каталогу (табл. П61), подбираем асинхронный двигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа «02А12М2У2», для которого ; .
Определяю передаточное число привода и выполняю его разбивку.
Принимаем передаточное значение клиноременной передачи из стандартного ряда чисел (ГОСТ 9563-60,)
Тогда передаточное число червячного редуктора равно:
Определяем расчётные угловые скорости валов привода:
угловая скорость быстроходного вала редуктора:
Вычисляем вращающие моменты на валах привода:
- вращающий момент на быстроходном валу ременной передачи;
- вращающий момент на выходном валу привода.
Расчет червячной передачи редуктора.
Выбираем материалы зубчатых колес и определяем допускаемые
напряжения. При этом руководствуюсь рекомендациями табл. П24, [1] .
Выбор материалов: а) для венца червячного колеса примем безоловянную бронзу Бр. АЖ 9-4Л (отливка в землю); при предположительной допускаемое контактное напряжение ; там же допускаемое напряжение на изгиб ; для червяка принимаем сталь 45, закаленную до твердости >HRC 45, витки шлифованные.
По графику [2] (см. рис. 11.5) по ; ; и по предварительно принятым q=10 и K=1.2 находим межосевое расстояние, а=80 мм.
Расчетный модуль [см. формулу (11.7)] По ГОСТу 2144 – 66 принимаем модуль m=4 мм и коэффициент q=10 (эти два параметра всегда должны быть согласованы со стандартом).
Окончательное межосевое расстояние Межосевые расстояния червячных передач, если они не выравниваются по стандарту, должны оканчиваться на 0 или на 5. В данном случае этого можно достигнуть либо небольшим изменением передаточного числа u, приняв не 27, a . При этом либо изменив коэффициент q=10 на q=9, что тоже согласуется со стандартом; тогда Принимаем последнее:
Основные размеры червяка и червячного колеса, [2] (см. рис. 11.4, формулы (11.5) и (11.6), таблицы 11.2 и 11.11):
По [2] табл. 11.8 выбираем степень точности 7 и нормальный гарантированный боковой зазор: Ст. 7-ХГОСТ 3675-56.
Уточнение коэффициента нагрузки Коэффициент деформации червяка (см. табл. 11.9) При незначительных колебаниях нагрузки х=0.6 При степени точности 7 и скорости скольжения коэффициент динамичности (см. табл. 11.10) коэффициент нагрузки
Проверка прочности зуба червячного колеса по контактным напряжениям [см. формулу(11.25)]: , где действительное значение При Допускаемое контактное напряжение для Бр. АЖ 9-4Л (см. табл. 11.7) Таким образом,
Проверка зубьев червячного колеса на изгиб: а) приведенное число зубьев червячного колеса: б) коэффициент формы зуба (см. табл. 10.12): в) Напряжение изгиба: , что меньше .
КПД зацепления передачи [см. формулы (11.8) и (11.13)] , где угол трения
Предварительные значения диаметров ( мм ) различных участков стальных валов редуктора:
- быстроходного ( входного ) вала ( см. рис. 2 ): d (7...8) 3(T )
где T - вращающий момент на быстроходном валу, T = 54 Н м.
d 7.3 3(11.42) =16.89 мм, принимаем d = 18 мм.
где t - высота заплечика, принимаемая в зависимости от диаметра d, t = 3 мм ( см. стр. 42 [ 2 ] ).
d 17 + 2 3 = 23 мм, принимаем d = 25 мм.
где r-координата фаски подшипника, r = 1.5 мм (см. стр. 42 [ 2 ])
d > 25 + 3 1.5 = 29.5 мм, принимаем d = 30 мм;
l =1.5 d = 1.5 17 = 22.5 мм, принимаем l = 25 мм;
l =1.4 d = 1.4 25 = 35 мм, принимаем l = 36 мм;
0.15 d = 1.15 22 = 3.3 мм, принимаем 3.4 мм;
диаметр резьбы конического конца вала:
d = 0.9 ( d - 0.1 l ) = 0.9 ( 17 - 0.1 3.4 ) = 14.99 мм, принимаем d = 14 мм;
длина резьбы, в зависимости от диаметра d ( см. стр. 50 [2] ):
l = 1.2 d = 1.2 14 = 16.8 мм, принимаем l = 17 мм.
где T - вращающий момент на тихоходном валу, T = 191.87 Н м.
d 5.5 3(191.87) = 31.7 мм, принимаем d = 32 мм.
d 32 + 2 2.7 = 37.2 мм, принимаем d = 40 мм.
d > 40 + 3 2.5 = 47.5 мм, принимаем d = 48 мм.
l =1.5 d = 1.5 32 = 48 мм, принимаем l = 48 мм.
l =1.2 d = 1.2 40 = 48 мм, принимаем l = 48 мм.
Выбор типа и схемы установки подшипников
Для опор быстроходного вала-червяка и тихоходного вала выбираем конические радиальные подшипники, из-за больших осевых сил, деиствующих на валы от червячного зацепления, и схемы установки "враспор", так как расстояние между опорами не велико (расстояние между опорами червяка менее 200 мм).
Подбор подшипников качения на заданный ресурс.
Подбор подшипников для опор вала-червяка.
Исходные данные - по результатам расчета передачи и из компоновочного чертежа редуктора ( расчетная схема - см. рис. 3 ) :
F =418.8 H, F = 963.9 H, F = 2648.4 H, T = 11.42 Н м, d = 35 мм, d = 80 мм, d =50 мм, n = 920 мин, l = 149.1 мм, l = 74.5 мм, l = 66.75 мм. Режим работы -4, возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L = 10000 ч. Опоры состоят из двух конических роликовых подшипников. Привод считаем реверсивным. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы t = 48 С.
Определение радиальных реакций в опорах
а.) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости (см. рис. 3)
F = F - F = 418.8 - 209.4 = 209.4 H.
При реверсе меняются направления сил, а величины остаются.
б.) Радиальные реакции в вертикальной плоскости ( см. рис. 3 )
F = - F + F = -925.7 + 963.9 = 38.2 H.
в) Реакция в опорах от консольной силы, создаваемой упругой муфтой
F = 23 3( T ) = 23 3( 11.48 ) = 116.6 Н.
F = F + F = 52.2 + 116.6 = 168.8 H.
г.) Полная радиальная реакция в опорах ( см. рис. 3,в )
F = ( F + F ) + F = ( 209.4 + 926.3 )+52.2 = 1001.9 H;
F = ( F + F ) + F = ( 209.4 + 925.7 )+168.8 = 1117.9H;
Наиболее нагружена вторая опора. рис. 3
Выбираем подшипники конические роликовые 1027307 ( см. табл. 24.17 [ 2 ] )
d = 35 мм, D = 80 мм, С = 68.2 кН, С = 50 кН, е = 0.83;
Для типового режима нагружения 4 коэффициент эквивалентности К = 0.5. Эквивалентные нагрузки: F = K F = 0.5 963.9 = 539.8 Н, F = K F = 0.56 2648.4 = 1483.1 Н.
Отношение F /( V F ) = 1483.1/( 1 539.8 ) = 2.78, что больше е = 0.83.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при К =1.4 ( см. табл. 7.4 [ 2 ] ); K = 1 ( t < 100 ):
P = ( VXF + YF )К K = ( 1 0.45 539.8 + 1.9 1483.1 ) 1.4 1 = 4285.1 Н;
Расчетный скорректированный ресурс при а = 1 ( см. табл. 7.5 [[1][1]2] ), а = 0.6 ( см. с. 108 [ 2 ] ) и k = 3.33 ( роликовый подшипник ):
Так как расчетный ресурс больше требуемого: L > L ( 110227> 10000 ), то назначенный подшипник 1027307А
пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.
Подбор подшипников для опор тихоходного вала.
Исходные данные - по результатам расчета передачи и из компоновочного чертежа редуктора ( расчетная схема) :
F = 2648.4 H, F = 963.9 H, F = 418.8 H, T = 191.87 Н м, d = 40 мм, d= 150 мм, n = 40.83 мин, l = 68.1 мм, l = 34 мм, l = 85.5 мм. Предварительно назначаем роликовые конические подшипники легкой серии 7208А ( см. табл. 24.16 [ 1 ], d = 40 мм, D = 80 мм, С = 58.3 кН, С = 40 кН, е = 0.36 ), схема установки подшипников - враспор.
Определение радиальных реакций в опорах
а.) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости (см. рис. 4)
F = F - F = 2648.4 - 1322.3 = 1326.1 H.
При реверсе меняются направления сил, а величины остаются.
б.) Радиальные реакции в вертикальной плоскости ( см. рис. 4 )
М( F ) = 0: F l - F l - F 0.5 d = 0;
F = - F + F = -942.5 + 963.9 = 21.4 H.
F = - F + F = 963.9 - 20 = 943.9 H.
в.) Радиальная реакция от консольной силы ( плоскость действия - неизвестна, см. рис. 4 )
При установке на коце вала звездочки, консольная сила F равна 2903 Н.
F = F + F = 3644.7 + 2903 = 6547.7 H.
г.) Полная радиальная реакция в опорах ( см. рис. 4 )
F = ( F + F ) + F = ( 1326.1 + 943.9 )+3644.7=5272.4 H;
F = ( F + F ) + F = ( 1322.3 + 942.5 )+6547.7=8171.5 H;
д.) Осевые составляющие от радиальных реакций в опорах ( см. рис. 4 )
S = 0.83 e F = 0.83 0.36 5272.4 = 1312.8 Н;
S = 0.83 e F = 0.83 0.36 8171.4 = 2034.7 Н.
из схемы: F + F - F = 0; принимаем F = S = 2034.7 Н, тогда
F = F + F = 2034.7 + 418.8 = 2453.5 Н.
F > S, следовательно условие нормальной работы подшипника выполнено.
2-я опора - более нагружена, для нее и проводим расчет:
Для типового режима нагружения 4 коэффициент эквивалентности К = 0.5. Эквивалентные нагрузки: F = K F = 0.5 8171.5 = 4085.8 Н, F = K F = 0.5 2034.7 = 1017.35 Н.
Отношение F /( V F ) = 1017.35/( 1 4085.8 ) = 0.25, что меньше е = 0.36, тогда X = 1, Y = 0.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при К =1.4; K = 1:
P = VXF К K = 1 1 47085.8 1.4 1 = 5720 Н;
Расчетный скорректированный ресурс при а = 1, а = 0.6 и k = 3.33 ( роликовый подшипник ):
Так как расчетный ресурс больше требуемого: L > L ( 562245 > 10000 ), то назначенный подшипник 1027208А пригоден, при требуемом ресурсе надежность выше 90%.
Окружная скорость в зацеплении: V= 2.4 м/с
По таблице 11.1 [2] выбираем кинематическую вязкость для контактного напряжения =198 МПа - 20. И по таблице 11.2 [2] выбираем марку масла:
по табл. 8.16 [2]: при этом значении можно выбирать ремни сечением Б. Рассчитаем ремень выбранного сечения.
Найдем из табл. 8.18 и 8.19 рекомендуемые для данных сечений ремня диаметры шкивов , мм, при угле профиля канавки . 180мм.
Принимаем из табл. 8.18 стандартные значения = 630 мм.
Уточняем: действительная частота ведомого вала при
Стандартная длинна ремня L, мм 2500.
Окончательное межосевое расстояние, мм
Поправочные коэффициенты: угла обхвата (табл. 8.10) 0.9 скорости (табл. 8.11) 0.95 режима работы (табл. 8.12) 0.8 Приняв из табл. 8.17, находим полезное напряжение К 2.04
Допускаемое полезное напряжение, 1.4
Начальное натяжение комплекта ремней, Н = 465 .
Определяются размеры шкивов в мм по табл. 8.19 C =5.0 e 16.0 t 20.0 S 12.5
.. 1.”Курсовое проектирование деталей машин” В. Н. Кудрявцев и др. , Л., Машиностроение, 1984 .
2. Чернин М. И. Расчеты деталей машин.
4. Дунаев П Ф, Леликов О П "Конструирование узлов и деталей машин";
Курсовая работа по Прикладная механике
Темы курсовых работ по механике : 2531 тем работ в базе
Готовые курсовые работы по теме "Техническая механика "
Repository BNTU - Прикладная механика . Курсовое проектирование
Курсовая работа : Техническая механика . Скачать бесплатно и без регистрации
Белки Их Строение И Функции Реферат
Основы Медицинской Психологии Реферат
Сочинение Описание Летний Сад Осенью
Сочинение На Тему Первая Медицинская Помощь
Сочинение Рассуждение На Литературную Тему