Модернизация аппарата для развальцовывания шайб подшипников. Дипломная (ВКР). Другое.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Модернизация аппарата для развальцовывания шайб подшипников
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
. Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы
. Проектирование привода аппарата для установки шайб
подшипников
.1 Разработка кинематической схемы привода
.2 Энергокинематический расчет привода
.3 Определение частот вращения и моментов на валах
2.6 Ориентировочный расчет и конструирование выходного вала
2.7 Предварительный выбор подшипников
2.8 Эскизная компановка узла приводного вала
.9 Проверка долговечности предварительно выбранных
подшипников
.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений
.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя
3.2 Составление принципиальной схемы гидропривода
3.3 Расчет и выбор насосной установки
3.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
.5 Разработка конструкции гидроблока управления
.6 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах
. Разработка технологического процесса изготовления
червячного зубчатого колеса
.1 Описание конструкции и назначения детали
.2 Выбор метода изготовления и формы заготовки
.3 Выбор структуры технологического процесса обработки детали
.4 Выбор типа производства и формы организации
технологического процесса
.6 Выбор оборудования, инструмента и приспособлений
.8 Техническое нормирование времени операций
.9 Разработка управляющей программы для станка с ЧПУ
. Расчет и конструирование червячной фрезы для нарезания
зубьев
.1 Расчет червячных фрез содержит определение размеров
профиля фрезы в нормальном к виткам фрезы сечении
.2 Определение конструктивных размеров фрезы
Среди многих определений нынешнего века все чаще такое: «Век технологии».
Степень совершенства, производительность изготовления сложных современных машин
во многом определяет степень развития общества.
В наше время машиностроение постепенно переходит к безлюдной технологии,
то есть человек исключается из непосредственного процесса производства, а его
функции выполняются автоматизированными устройствами и системами. В этих
условиях роль инженера-технолога резко возрастает, он становится ключевой
фигурой на производстве. Именно он основывает и разрабатывает задание на
проектирование автоматизированного оборудования - станков с ЧПУ, автоматических
линий, промышленных роботов и робототехнических комплексов и т.п. Он
проектирует производственные участки, оснащенные таким оборудованием. Политика
в области качества требует пересмотра отношения к выпускаемой продукции. В
политике прослеживаются тенденции на улучшение качества.
Улучшение качества - мероприятия, предпринимаемые повсюду в организации с
целью повышения эффективности и результативности деятельности структурных
подразделений персонала требованиям, установленным в документации для получения
выгоды, как для организации так и для потребителей.
Закрытое акционерное общество «Вологодский подшипниковый завод»,
крупнейшее машиностроительное предприятие Вологодской области и Российской
подшипниковой промышленности.
ЗАО «ВПЗ» является крупнейшим предприятием города и размещается на
площади около 100 га. Наряду с производственными корпусами, цехами,
управленческими отделами, службами - здесь располагаются столовые, здравпункт,
предприятия службы быта, типография, оздоровительный центр, библиотека.
По объему выпускаемой продукции ЗАО «ВПЗ» занимает лидирующее положение
среди подшипниковых заводов. В 2013 году акционерное общество произвело более
20 % от всего объема выпускаемой товарной продукции подшипниковых предприятий
России.
Проектная мощность ЗАО «ВПЗ» предусматривает выпуск подшипников в количестве
24 млн. шт. в год.
Поиск рынков сбыта потребовал расширения номенклатуры подшипников. На
заводе выпускается более 1700 типоразмеров подшипников различной конструкции с
внутренним размером от 10 мм до 2000 мм и весом от 19 гр. до нескольких тонн. В
сутки выпускается около 100 тыс. подшипников. В 1991 г. впервые на заводе
изготовлены и выпускаются по настоящее время роликовые подшипники для трубных и
металлургических заводов.
Объектом данной выпускной квалификационной работы является модернизация
аппарата для развальцовки шайб подшипников.
Выпускная квалификационная работа, включает несколько разделов:
Обзорная часть, в которой необходимо провести анализ состояния вопроса,
поставить основную цель и оговорить задачи дипломной работы.
Конструкторская часть. Работая над этой частью необходимо рассчитать
привод.
Технологическая часть. В этой части необходимо разработать
технологический процесс изготовления зубчатого червячного колеса.
Организационно-экономическая часть включает в себя расчет затрат на
модернизацию аппарата и обоснование целесообразности предлагаемых нововведений.
При выполнении выпускной квалификационной работы последовательно
прорабатывается множество вариантов, начиная от анализа исходных данных до
окончательного выбора, расчета и оформления сборочного чертежа и комплекта
технологической документации.
В современных условиях борьба за рынок вынуждает предприятие постоянно
совершенствовать свои технологии, производственные фонды, структуру,
управление, готовить и вести переподготовку кадров. Эти работы связаны с
необходимостью овладения наукоемкими современными, быстро обновляемыми
производственными, обучающими и информационными технологиями. Как правило, на
предприятиях иметь структуры, поддерживающие и развивающие такие наукоемкие
технологии, экономически не оправдано. Появляется необходимость в реконструкции
предприятия.
Высокие значения критериев могут быть достигнуты за счет таких свойств
производственной системы, как совершенство конструкции изделий, использование
высоких технологий, гибкости производства, его автоматизации.
Под гибкостью производства понимается его способность перестраивать свою
организационную, технологическую, функциональную и другие структуры или
параметры под влиянием изменений внешних или внутренних условий с целью
наилучшего обеспечения принятых критериев производственной системы. Можно
отдельно рассматривать организационную гибкость, технологическую и др. Гибкость
производственной системы обеспечивает такие ее свойства как реактивность
производства, надежность выполнения заказов.
Нужно отметить, что все направления повышения эффективности
производственной системы взаимосвязаны, иногда противоречивы, и могут
рассматриваться только в совокупности. Так совершенство конструкции
определяется не только ее потребительскими свойствами, но и возможностью
экономичного изготовления в условиях конкретного производства. Высокие
технологии прогрессивны не сами по себе, а исходя из возможности их реализации
в конкретной производственной системы с имеющимся оборудованием и системой
автоматизации. Разрешение противоречий возможно на основе оптимизации
соответствующих локальных или глобальных критериев.
В настоящее время на «ЗАО» ВПЗ для изготовления валков холодной прокатки
тел качения применяются автоматические линии устаревшего образца, которые не
отвечают современным требованиям, предъявляемым качеству продукции.
Также есть ряд существенных недостатков, таких как:
Ручная транспортировка комплектующих;
Большинство операций проводятся операторами в ручном режиме;
Возможность механических повреждений при транспортировке комплектующих.
Из-за этого увеличивается себестоимость продукции, время на изготовление,
что в настоящее время не может способствовать успешному экономическому
существованию предприятия, не позволяет увеличивать объемы производства,
уменьшать себестоимость.
Производство инструмента требует специального оборудования и оснастки.
Закупка импортного профилешлифовального оборудования затрудняется очень
высокой ценой.
Имеющийся достаточно широкий парк отечественного оборудования позволяет
производить инструмент для поперечно-винтовой прокатки, отвечающий всем
техническим требованиям.
В дипломном проекте рассмотрены следующие вопросы:
- проектирование привода аппарата для развальцовки шайб подшипников;
- разработка гидропривода аппарата;
расчет и проектирование фрезы;
разработка технологии изготовления зубчатого червячного колеса;
рассчитаны технико-экономические показатели;
приведены меры по безопасному ведению работ.
Экономическое развитие предприятия зависит от внедрения новых технологий,
прогрессивных конструкторских решений. Необходимо, что бы проектируемое изделие
было обосновано как экономически, так и технологически.
Поэтому целью данной выпускной квалификационной работы является
модернизация аппарата для развальцовки шайб подшипников, позволяющая уменьшить
трудоемкость, себестоимость и увеличить производительность, и повысить качество
продукции.
Исходя из поставленной цели, необходимо решить следующие задачи:
рассчитать и спроектировать гидропривод завальцовочной головки;
разработать привод аппарата для развальцовки шайб подшипников.
2. Проектирование привода аппарата для развальцовки шайб подшипников
Кинематическая схема привода показана на рисунке 2.1.
Рисунок
2.1 Кинематическая схема привода: М -
электродвигатель; Р - редуктор червячный; ЦП - цепная передача; Мф - муфта
соединительная; I - ведущий (быстроходный) вал червячного редуктора; II -
ведомый (тихоходный) вал червячного редуктора; III - вал
приводной шпинделя; Z 1 -
ведущие звездочка цепной передачи; Z 2 - ведомые звездочка цепной передачи
2.2 Энергокинематический расчет привода
Для определения общего КПД привода проанализируем его кинематическую
схему и определим источник потерь мощности при ее передаче от электродвигателя
исполнительному органу. Общий КПД определяем по формуле:
h пр = h муф ·h пк 2 ·h черв ·h цеп , (2.1)
где h пр - КПД привода (начиная от вала
электродвигателя и заканчивая шпинделем);
h муф = 0,98 ¸ 0,99 - КПД соединительной муфты,
принимаем окончательно h муф = 0,99;
предварительно червячный редуктор разобьем на:
h пк - КПД
пары подшипников качения, (h пр = 0,99 -
кпд пары подшипников качения);
h черв - КПД
червячной пары (h черв = 0,8 -
кпд червячной пары);
h цеп = 0,95 ¸ 0,97 - КПД цепной передачи,
принимаем h цеп = 0,96;
Подставляем значения в формулу, получаем:
Требуемая мощность на шпинделе (эффективная мощность N) составляет 0,26 кВт. Фактически
требуемая мощность автомата это и есть ни что иное, как величина требуемой
мощности на приводном валу шпинделя. Привод должен обеспечить скорость вращения
шпинделя 22, 36, 57 мин-1. Исходные данные для расчета привода:
эффективная мощность на шпинделе: N = 0,26 кВт.
После определения мощности на приводном валу необходимо определить
потребную мощность электродвигателя, которую определяем по формуле:
По справочным таблицам принимаем электродвигатель с мощностью
Выбираем электродвигатель 4АА 63 В ЧУЗ,
который имеет следующие основные технические характеристики:
·
синхронная
частота вращения, мин-1 - 1500.
Привод должен обеспечить скорость вращения шпинделя 22,36,57 об/мин.
Для
расчета выбираем скорость при которой будет максимальный крутящий момент мин-1.
2.2.3 Разбивка передаточных отношений
Общее передаточное число привода определяем по формуле:
где
n дв -
мин-1- частота вращения вала электродвигателя
n пр = 11 мин-1- частота вращения приводного вала конвейера
Согласно
кинематической схеме передаточное отношение привода разбиваем следующим
образом:
где
U пр -
передаточное отношение привода;
U черв - передаточное число червячного редуктора;
U цеп - передаточное число цепной передачи.
Предварительно
назначаем червячный одноступенчатый редуктор с номинальным передаточным
отношением 40.
Тогда
требуемое передаточное отношение цепной передачи определяем по формуле:
.3
Определение частот вращения и моментов на валах
n эл = 1500 мин -1 - частота вращения вала
электродвигателя;
n эл = n 1 = 1500
мин -1 - частота вращения ведущего вала червячного редуктора;
n 2 - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин,
определяемая по формуле:
n 3 = 22 об/мин - частота вращения шпинделя.
Угловые
скорости определяем по формуле:
w 1 = w эл - угловая скорость вращения вала электродвигателя и
ведущего вала редуктора, рад/сек.
Максимальная
мощность на валах регламентируется мощностью электродвигателя с учетом потерь.
Таким образом, максимальное значение мощности на каждом из валов можно
определить по формуле:
N (1-1) - мощность на предыдущем валу, кВт
Вал
электродвигателя N эл = 0,37
кВт;
, (2.9) 1 = 0,37´0,99´0,99 = 0,3626 » 0,363 кВт.
, (2.10) 2 =0,363´0,99´0,8= 0,2874 » 0,287 кВт.
Максимальная
мощность на приводном валу не допустима, т.к. это приведет к разрушению звеньев
цепи. Поэтому проводить расчеты элементов передач по максимальным величинам
мощности не корректно, т.к. это приведет к увеличению запасов прочности
передач, габаритов, массы, металлоемкости и стоимости конструкции. Поэтому
расчет необходимо проводить по предельно допустимой величине мощности на валах.
Предельно
допустимую мощность определяем, начиная с приводного вала конвейера:
·
III вал (приводной вал конвейера),
Таким
образом, при предельно допустимой мощности на валу шпинделя мощность
электродвигателя привода составляет N эл = 0,359 кВт.
Максимальные
крутящие моменты на валах определяем по максимальной мощности на валах по
формуле:
Основные
расчетные величины энергокинематического расчета сводим в таблицу 2.1.
Исходя из результатов энергокинематического расчета, по справочным
таблицам назначаем стандартный червячный одноступенчатый редуктор. Исходными
данными для выбора являются:
·
Максимальная
мощность на ведущем валу редуктора (по максимальной мощности двигателя), 0,37
кВт;
·
частота вращения
вала редуктора, 1500 мин-1;
·
передаточное
число редуктора 40.
Назначаем редуктор червячный одноступенчатый с цилиндрическим червяком
типа 2Ч-40-40-3-2-1. Маркировка подразумевает следующее обозначение:
Ч - тип редуктора (червячный редуктор с цилиндрическим червяком);
- передаточное отношение редуктора;
- исполнение по варианту сборки по ГОСТ 20373-80;
- исполнение по схеме расположения червячной пары (червяк горизонтально
под колесом);
Основные технические данные и характеристики редуктора:
расчетная мощность на входном валу, 0,37 кВт.
2.5.1 Определение чисел звеньев ведущей и ведомой звездочки
Для
однорядных цепей Z min = 13... 15 при частоте вращения ведущей звездочки . Приблизительно можно определить число зубьев
звездочек по формуле:
Z 2
= 29 - 2· U цеп ³ Z min , (2.17)
Определим минимальное количество зубьев:
где U цеп - требуемое передаточное отношение
цепной передачи.
Необходимо принять нечетное количество зубьев, при Z 2 = 27 ведущая звездочка Z 1 = Z 2 ·U цеп = 27·1,7 = 45,9 - большие габариты
передачи. Принимаем окончательно для расчета Z 1 = 43. Если после проверки на работоспособность и прочность
передачи получим отрицательный результат, то вернемся и увеличим число зубьев Z 1 и повторим расчет.
Определим фактическое передаточное число цепной передачи по формуле:
2.5.2 Расчет коэффициентов эксплуатации
Величину коэффициента эксплуатации определяем выражением:
К Э = К 1 · К 2 · К 3 · К 4 ·
К 5 , (2.18)
где К 1 - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки
(динамичность). Нагрузка близка к постоянной, без резких колебаний, К 1
=1.
К 2 - коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к
горизонту (α < 60°), К 2 = 1.
К 3 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения
(при периодическом натяжении цепи К 3 = 1,25).
К 4 - учитывает влияние способа смазки передачи (при
периодической смазке К 4 = 1,2)
К 5 - учитывает режим работы передачи (при двухсменной работе К 5
= 1,25).
Таким образом, подставляя значения в формулу, получаем:
К Э = 1 · 1 · 1,25 · 1,2 ·
1,25 =1,875
где
m p =1 - для однорядной цепи (количество рядов);
T 1 - крутящий момент на звездочке, T 1 = 72,043 Нм.;
К э
= 1,875 - коэффициент эксплуатации;
Z 1 = 43 - число зубьев ведущей звездочки;
[s] - допускаемое давление в шарнирах цепи назначаем по справочным
таблице.
Предварительно
назначаем шаг 12,7 для которого [s] = 40 МПа.
Назначаем
цепь роликовую однорядную с шагом Р = 12,7мм ; ПР-12,7-900-2 по ГОСТ 13568 - 75
·
площадь опорной
поверхности шарнира, (А) 70,5 мм 2 ;
·
масса одного
метра цепи, (q) 0,7 кг;
·
разрушающая
нагрузка, (Q) 23,7 кН.
Скорость цепи определяем по формуле:
Окружное усилие определяем по формуле:
где
Т 1 - момент на валу ведущей звездочки, Нм;
D 1 - делительный диаметр ведущей звездочки, мм.
Делительный
диаметр ведущей звездочки определяем по формуле:
Проверку
износостойкости цепи по допускаемым напряжениям проводим, опираясь на формулу:
где
А - площадь проекции поверхности шарнира, мм 2 .
Условие
прочности выполняются. Параметры цепи назначены правильно.
2.5.6 Определение межосевого расстояния
Оптимальное межосевое расстояние находится в диапазоне
а w max = 80 · р, мм; а w min = 25 · р, мм.
Подставляя значения в формулу, получаем:
а w = (30 … 50)·12,7 = 381 … 635 мм,
Минимальное межосевое расстояние определяют по условию, при котором угол
обхвата цепью малой звездочки должен быть не менее 120° и при U £ 3, определяется по формуле:
где
D a 1 , D a 2 -
диаметры окружностей выступов звездочек, определяемые по формуле:
Конструктивно
назначаем предварительное межосевое расстояние а w = 300
мм.
.5.7 Определение числа звеньев цепи
Число звеньев цепи определяем по формуле:
2.5.8 Уточнение межосевого расстояния
Межосевое расстояние уточняем по формуле:
2.5.9 Проверка быстроходности передачи
Для оценки критической частоты вращения используется выражение:
где
F t - натяжение ведущей ветви, Н;
q - масса
погонного метра цепи, кг/м.
С
достаточной точностью принимают F 1 = F t . Очевидно, что должно выполняться условие n 1 £ n 1к
Расчетное
число ударов цепи при набегании на зубья звездочек должно отвечать условию:
.5.10 Определение усилий в передаче
где
К f - коэффициент, зависящий от положения линии центров
звездочек.
К f
= 6 для горизонтального расположения передачи, К f = 3 для
передачи с углом наклона более 40° к горизонту, К f
= 1 для передачи с углом наклона менее 40° к горизонту.
2.5.11 Определение коэффициента запаса прочности
Коэффициент запаса прочности определяем по формуле:
Проверяем коэффициент запаса прочности по формуле:
Нормативный
коэффициент запаса прочности ;
.5.12 Определение силы давления на вал
Нагрузка на валы звездочек принимается направленной по линии валов и
вычисляется как:
где К b = 1,15
уточняющий коэффициент
цеп = 1,15·828,175+ 2·1,94 = 956,281 Н
Проектирование начинаем с определения диаметра выходного конца, из
расчета на чистое кручение по формуле:
МПа -
допускаемые напряжения при кручении;
Минимальный
диаметр вала находится под ведомой звездочкой цепной передачи. Принимаем
предварительно d 1 = 40 мм.
В дальнейшем будем проводить уточненный расчет вала и в случае не выполнения
условия прочности откорректируем.
Тогда
под подшипниками качения посадочный диаметр равен мм. На валу устанавливается шпонка под ведомой
звездочкой цепной передачи. В зависимости от посадочного диаметра назначаем
сечение шпонки призматическую по ГОСТ 23360-78.Сечение шпонки: b =
12 мм - ширина шпонки, h - 8 мм - высота шпонки. Глубина паза, мм: вала, t 1 = 4; ступицы, t 2 = 4,3. Длина шпонки, которая устанавливается под ведомой
звездочкой цепной передачи мм.
Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78.
2.7 Предварительный выбор подшипников
Осевые усилия на валу незначительные, в основном нагрузка на подшипники
радиальная. Таким образом, назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные
с двумя уплотнениями. Такая конструкция подшипника значительно упрощает и
обслуживание конструкцию подшипникового узла. Графическое изображение
подшипника приведено на рисунке 2.2.
Характеристика подшипника 80209 - ГОСТ 7242-81:
·
посадочный
диаметр подшипника на вал,d= 45
мм;
·
посадочный
диаметр подшипника в корпус, D= 85
мм;
·
динамическая
грузоподъемность - 35,2;
·
статическая
грузоподъемность - 12,6 кН.
Рисунок 2.2 Конструкция подшипника 80209 ГОСТ 7242-81
2.8 Эскизная компоновка узла приводного вала
Приводной вал - является одной из основных деталей приводной секции. Вал
установлен на двух шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 80209 -
ГОСТ 7242-81.
На входной конец вала устанавливается ведомая звездочка цепной передачи.
Ведомая звездочка цепной передачи посажена на шпонку12х8х50 ГОСТ 23360-78.
Эскизная компоновка приводного вала конвейера (рисунок 2.3).
.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипник
После того как произвели компоновку выходного вала, т.е. знаем точное
расположение кинематических элементов, а именно расстояния между подшипниками и
расстояние между точками приложения сил, составляем расчетную схему. Расчетная
схема представлена на рисунке 2.4.
Рисунок 2.3 Эскизная компоновка приводного вала
На данной схеме приняты следующие обозначения:
F t - тяговое усилие на приводной звездочке,
а = 0,042 м; b = 0,021 м; с =
0,037 м;
L ab - расстояние между подшипниками, L ab = 0,074 м;
a = 22 - угол наклона цепной передачи;
Вертикальная плоскость (плоскость ХОZ). Для этого необходимо составить уравнения статики.
Определим реакции, возникающие в опорах в вертикальной плоскости. Для
этого необходимо составить уравнения статики.
S М А = 0; S М А = F r ·a + R az · b = 0 Н×м;
S М В = 0; S М В = F r · (a+b)-R bz · b= 0 Н×м;
S F вер = 0 Н; S F вер = F r - R az +R bz = 0 Н;
Из уравнений статики выражаем неизвестные:
R az = F r · (a+b)/ b bz = F r
·a / b az =
853·0,063) / 0,021 = 2559 Н
Проверка: 853-2559+ 1706 = 0 Н - реакции определены верно.
Горизонтальная плоскость (плоскость YOZ)
Для этого необходимо составить уравнения статики.
S М А = 0; S М А = F t ·a + R by · b = 0 Н×м;
S М В = 0; S М В = F t · (a+b)-R ay · b= 0 Н×м;
S F вер = 0 Н; S F вер = F t -R ay +R by = 0 Н;
Из уравнений статики выражаем неизвестные:
R ay = F t · (a+b)/ b; by = F t
·a / b; ay =
2111·0,063) / 0,021 = 6333 Н;
R by = 2111·0,042) / 0,021 = 4222 Н;
Проверка 2111-6333+ 42222 = 0 Н - реакции определены верно.
Тождество верно, реакция определена правильно.
Определение реакций (суммарных) в опорах А и В.
Так как вал имеет круглое сечение, то:
Эквивалентную
нагрузку действующую на подшипники определяем по формуле:
где
R ∑ -
суммарная нагрузка на подшипник в опоре=1 - коэффициент вращения (кольцо
наружное неподвижно, внутреннее вращается);
К б
- коэффициент безопасности (учитывая, что цепная передача усиливает
неравномерность нагрузки подшипника) К б =1,2;
К T -
температурный коэффициент (при температуре подшипника ≤ 100˚ К T =1
P эА = R ∑А ´V´K б ´К T =6830´1,2´1´1=8196 Н
P э B =
R ∑ B ´V´K б ´К T =4553´1,2´1´1=5463,6 Н
.9.3
Определение расчетной долговечности подшипников
Расчет
подшипников ведем по более нагружаемой опоре В согласно следующей формуле:
где
L - расчетная долговечность, млн/об;
С
- динамическая грузоподъемность подшипника, Н;
р
- знаменатель степени р=3 для шариковых подшипников.
Расчет
проводим для наиболее нагруженной опоры. Определим расчетную долговечность
подшипников в часах, установленных в опоре В.
Подшипники
обеспечивают требуемую долговечность с большим запасом.
Выносливость
вала (прочность при переменных во времени напряжениях) в большей степени
зависит от влияния абсолютных размеров и его конструктивных форм в местах
перехода между ступенями. В таких переходах возникает концентрация напряжений
изгиба и кручения. Для учета этих факторов, очевидно, что конструкция и размеры
вала должны быть оптимальны.
Расчет
на выносливость выполняется после выполнения проектирования и окончательной
компоновки рассчитываемого вала, расчета подшипников качения, выбора и расчета
шпонок.
.10.1 Построение эпюр изгибающих моментов
Вертикальная плоскость (плоскость ХОZ)
Построение эпюр изгибающих моментов для вертикальной плоскости (рисунок
2.5).
Рассмотрим первый участок: 0 £ Х 1 £ а; а = 0,042 м
При Х 1 = 0, М и10 Z = F r · Х 1 = 853 · 0 = 0 Н;
При Х 1 = 0,037 М и11 Z = F r · Х 1 = 853 · 0,042 = 35,826 Н;
Рассмотрим второй участок: 0 £ Х 2 £ b; b = 0,021 м.
М и2 Z
= F r · (а + Х 2 )- R az · Х 2
При Х 2 = 0, М и20 Z = 853 · 0,021 = 17,91Н;
При Х 2 = 0,021 м; М и21 Z = 853· (0,042 + 0,021)-2559· 0,021 =
0 Н.
Горизонтальная плоскость (плоскость YOZ)
Рассмотрим первый участок: 0 £ Х 1 £ а; а = 0,042 м
При Х 1 = 0 м: М и10 Y = 2111·0 = 0 Н;
При Х 1 = 0,037 м: М и11 Y = 2111·0,042 = 88,66 Н;
Рассмотрим второй участок: 0 £ Х 2 £ b; b = 0,021 м.
М и2 Y =
F t · (а + Х 2 )- R ay · Х 2
При Х 2 = 0 м; М и20 Y = 2111·(0,042+0)-6333·0 = 88,66 Н;
М и21 Y
= 2111·(0,042+0,021) - 6333·0,021= 0 Н;
.10.2 Определение напряжения в опасном сечении
Построение эпюры суммарных изгибающих моментов
Построим эпюру суммарных изгибающих моментов. Так как вал имеет круглое
сечение, то суммарные моменты определяем по формуле:
Рассмотрим
первый участок: 0 £ Х 1 £ а; а = 0,042
м
Рассмотрим
второй участок: 0 £ Х 2 £ b; b =
0,021 м
.10.3 Определение коэффициента запаса прочности для вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с
требуемыми (допускаемыми) значениями [s].
Наиболее опасным сечением для данного вала является сечение под
подшипником качения опоры A, в
месте перехода с одного диаметра на другой.
Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям;
[S] -
допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5;
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям определяем исходя из формулы:
где
σ -1 - предел
выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых
конструкционных сталей σ -1 = 0,43´σ в ;
σ в - предел
прочности материала вала. σ в
= 780 МПа
К σ - эффективный коэффициент концентрации нормальных
напряжений;
β - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
σ v -
амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению привода σ u в
рассматриваемом сечении.
Коэффициент
запаса прочности по напряжениям кручения определяем согласно формуле:
где
τ -1 - предел
выносливости стали при симметричном цикле кручения, τ -1 = 0,58´σ -1 МПа
Наиболее
опасным сечением является сечение в опоре A. Материал вала
- Сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормализованная, σ в = 570 МПа. Диаметр вала в опасном сечении d=40
мм. Коэффициенты Кσ = 1,96;
Кt = 1,35; Еσ = 0,88; Еt = 0,77; β = 0,96; σ m = 0Н; y σ = 0,2; y t = 0,1.
σ -1 = 0,43´σ в = 0,43´570 =
245,1 МПа;
t -1 = 0,58´σ в = 0,58´570 =
142,158 МПа;
Определяем
изгибающие моменты в опасном сечении;
W-осевой момент
сопротивления сечения;
W p -полярный
момент сопротивления вала.
Для
полого сечения с полостью диаметром d 0 :
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Вал электродвигателя и вал редуктора необходимо соединить муфтой. В
качестве муфты используем упругую втулочно-пальцевую муфту. Благодаря
эластичным втулкам (конструктивные элементы) такая муфта дает возможность
компенсации несоосности и углового смещения валов. Муфту необходимо подбирать
по крутящему моменту, который возможно передать муфтой (по условию прочности элементов
входящих в конструкцию муфты) и частоте вращения (допустимой) муфты.
Выходной вал электродвигателя имеет цилиндрический участок под посадку
полумуфты диаметром d =19 мм. Выходной
конец под посадку полумуфты на редукторе конический. Назначаем стандартную
муфту типа МУВП 31,5-14-I.1-16-II.1-УЗ
ГОСТ 21424-75 (рисунок 2.6), которая передает крутящий момент Т = 31,5 Нм, с
цилиндрическим посадочным отверстием d = 14 мм в одной полумуфте и с коническим посадочным отверстием d = 16 мм в другой.
Рисунок 2.6 Втулочно-пальцевая муфта
2.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений
Проверочный расчет шпонок проводят по условию [16] смятия узких граней
шпонок по следующему выражению.
ℓ р - рабочая длина шпонки, мм, ℓ р = ℓ
- в;
[δ ст ] =100-120 МПа - допускаемое
напряжение на смятие шпоночного соединения при стальной ступице.
В конструкции привода используются несколько шпоночных соединений: вал
электродвигателя - полумуфта, вторая полумуфта - вал (ведущий) редуктора,
выходной конец вала редуктора -втулка крепления звездочек цепной передачи,
звездочка цепной передачи - выходной вала. Все перечисленные шпоночные
соединения, кроме последнего, назначены исходя из стандартных нормативных узлов
и поэтому условие проч
Похожие работы на - Модернизация аппарата для развальцовывания шайб подшипников Дипломная (ВКР). Другое.
Дипломная работа: Влияние алкоголя на внутриутробное развитие плода
Дипломная работа по теме Выявление проблемы оценки успешности реализации стратегии фирмы
Реферат: Аудиторские риски
Реферат На Тему Історія Становлення Туристичного Краєзнавства
Курсовая Работа По Таможенному Делу
Курсовая работа по теме Товарный ассортимент. Разработка и управление
Реферат: Hate Crimes Essay Research Paper Hate Crimes 2
Реферат: Правила подготовки и проведения переговоров
Контрольная работа: Способи захисту населення при виникненні надзвичайних ситуацій
Реферат: Професійна етика й норми професійних ділових відносин
Курсовая Работа На Тему Рынок Капитала В России
Эссе Обществознание Сколько Баллов 2022
Вебинар Итоговое Сочинение 2022
Дипломная работа по теме Развитие нефтяной промышленности в Мангистауской области в 60-80-х годах
Курсовая работа: Эмисионные операции коммерческих банков
Реферат: Иудаизм в Азербайджане
Отчет По Практике На Тему Использование Асу В Оао "Концерн Стирол"
Курсовая Работа На Тему Особенности Окружающей Среды Международного Бизнеса В Австралии
Курсовая работа по теме Расчет электрической сковороды
Реферат На Тему Astana Is The Capital Of Kazakhstan
Похожие работы на - Валютная система ес и проблемы создания валютного союза
Контрольная работа: Математическая модель экономики посредников
Курсовая работа: Избирательные системы РФ и зарубежных стран