Привод камерного вулканизатора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод камерного вулканизатора

Определение силовых характеристик на валах привода. Расчет цепной, ременной и червячной передач, валов, размеров колес, корпуса редуктора, шпоночных соединений. Подбор подшипников качения. Выбор смазки и смазочных материалов. Тепловой расчет редуктора.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО «Вятский государственный университет»
Кафедра основ конструирования машин
Курсовой проект по дисциплине “Механика”
Цель работы: спроектировать привод камерного вулканизатора. В проекте выполнены сборочные чертежи редуктора, а также рабочие чертежи отдельных деталей.
Расчётная часть содержит выбор электродвигателя, кинематический расчёт, расчёт цепной передачи, расчет червячного редуктора, расчёт валов и подбор подшипников, расчёт шпоночных соединений.
1.3 Расчет крутящих моментов, угловых скоростей и частот вращения валов
6. Расчет размеров червячных колес и корпуса редуктора
10. Выбор смазки и смазочных материалов
«Механика» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.
Выполнение курсового проекта по механике - первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.
В курсовом проекте необходимо спроектировать привод весового ленточного дозатора. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.
Исходные данные: требуемая мощность на выходном валу N вых =3, требуемая угловая скорость на выходном валу вых =1,5 , расчётный срок службы 6 лет.
Рассчитывается КПД привода - ориентировочный КПД передачи по формуле (1).
Таблица 1 - средние значения КПД различных передач без учета потерь в опорах валов
Потери при трение в подшипниках могут учитываться следующими значениями условного КПД:
1. для одной пары подшипников качения =0,99…0,995
2. для одной пары подшипников скольжения при:
- полужидкостном трении =0,975…0,985
- при жидкостном трении =0,99…0,995
подставляя данные из таблицы в формулу (1.1) получаем:
з пр. = 0,960,750,995 3 0,93=0,659об/мин
ч. п. - КПД червячной передачи (двух заходном червяке, передача закрытая в масляной ванне);
подш - КПД для одной пары подшипников качения;
Требуемая мощность электродвигателя N эд рассчитывается по формуле (1.3):
подставляя данные в формулу (1.3) получается:
Предварительно принимаем передаточное число клиноременной передачи U кл.п. = 2, цепной передачи Uцеп = 3,15 и червячной передачи U ч.п. =10.
Частота вращения вала электродвигателя по формуле (1.4)
U общ . = U кл.п U цеп U ч.п. (1.5)
Таблица 2 - рекомендуемые значения передаточных чисел для различных понижающих передач
Цилиндрическая зубчатая передача редуктора
Коническая зубчатая передача редуктора
Открытая зубчатая передача цилиндрическими колесами
подставляя данные из таблицы в формулу (1.5) получается:
подставляя данные в формулу (1.4) получается:
По каталогу выбирается электродвигатель АИР 80В2/2850, для которого:
Ориентируясь на номинальное число оборотов электродвигателя, корректируем предварительную разбивку передаточного числа привода и назначаем стандартные значения передаточных чисел ступеней по ГОСТ 2144-76 (передачи червячные цилиндрические)
1 ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80.
2 ряд: 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71.
подставляя данные в формулу (1.6) получается:
Уточняем передаточное число цепной передачи U ц.п по формуле (1.7):
подставляя данные в формулу (1.7) получается:
1.3 Расчет крутящих моментов, угловых скоростей и частот вращения валов
Рассчитаем угловую скорость электродвигателя эд по формуле (1.8)
подставляя данные в формулу (1.8) получается:
Рассчитываем крутящий момент электродвигателя Т эд по формуле (1.9)
подставляя данные в формулу (1.9) получается:
Рассчитываем крутящий момент электродвигателя Т эд по формуле (1.9)
Определение силовых характеристик на валах привода.
Частоты вращения валов привода. Ведущий вал:
подставляя данные в формулу (1.10) получается
подставляя данные в формулу (1.11) получается:
подставляя данные в формулу (1.12) получается:
подставляя данные в формулу (1.13) получается:
подставляя данные в формулу (1.14) получается:
подставляя данные в формулу (1.15) получается:
подставляя данные в формулу (1.16) получается:
подставляя данные в формулу (1.17) получается:
подставляя данные в формулу (1.18) получается:
Т кр.3 =255,82,110,930,995=499,45 Нм
Вычисленные данные приведены в таблице 3
Исходные данные: частота вращения ведущей звездочки n=142,5 мин, передаточное число цепной передачи u=2,7 , угол наклона линии центров звездочек к горизонту >90 град.
Определение числа зубьев ведущей Z и ведомой Zзвездочек
Так как передаточное число равно 2,7 , то число зубьев ведомой звездочки принимаем равное 25.
Тогда число зубьев большой звездочки равно
Подставляя данные в формулу (2.1) получается
Определение предварительного шага цепи.
При частоте вращения ведущей звездочки n=142,5 мин, выбираем предварительный шаг цепи t равным 50,7 мм (табл. 7.17).
При шаге цепи t=50,7 мм и частоте вращения ведущей звездочки n=142,5 мин принимаем допускаемое удельное давление в шарнирах цепи= 26,2 МПа (табл. 7.18)
Определение коэффициента эксплуатации
К- коэффициент регулировки межосевого расстояния 1;
К- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние 1;
К-коэффициент, положения передачи в пространстве 1,25;
К- коэффициент, учитывающий характер смазывания 0,8;
К- коэффициент, учитывающий режим работы передачи 1.
Подставляем данные в (2.3) получается
Подставляем данные в (2.4) получаем
Расчетный шаг определяют по формуле
где К m - коэффициент рядности цепи равный;
S t =0,28 для цепи 2ПР-12,7-3180 по ГОСТ 13568-75.
Подставляем данные в (2.5) получаем
Стандартный шаг цепи принимаем равным 19,05мм. Тогда
Q- разрушающая нагрузка равная 31,8 кН;
S- площадь проекции опорной поверхности шарнира равна 106 мм 2 ;
q - масса одного метра цепи равна 1,9 кг/м .
Определение окружного усилия в цепи
Проверяем условие n 1 ?n 1 max . При t=12,7 допускаемая частота
n 1 max =300 мин -1 ; условие выполнено.
Окружное усилие, передаваемое цепью равно
Подставляем данные в (2.7) получаем
Тогда подставляем данные в (2.6) и получаем
Определение удельного давления в шарнирах .
Подставляем данные в (2.8) получаем
Проверяем условие прочности по удельному давлению
Подставляем данные в (2.9) получается
Проверка цепной передачи на долговечность
где - допускаемое увеличение шага цепи ;
- коэффициент смазки, который равен
где - коэффициент , учитывающий способ смазки ,который равен 2,5.
Тогда подставляем данные в (2.11) получается
- межосевое расстояние , выраженное в шагах . (2.12)
Подставляем данные в (2.12) получается
Далее подставляем данные в (2.10) получается
Определение усилий в цепной передаче и коэффициента запаса прочности
Натяжение цепи от силы тяжести равно
где К- коэффициент провисания равен 4.
Подставляем данные в (2.13) и получаем
Натяжение цепи от центробежных сил при скорости цепи ?12 м/с не учитывается.
Суммарное натяжение ведущей ветви цепи равно
Подставляем данные в (2.14) получаем
Подставляем данные в (2.15) получаем
Подставляем данные в (2.16) получается
где - допускаемый запас прочности , равный 6,5.
Подставляем данные в (2.17) получаем
Делительные диаметры звездочек равны
Подставляем данные отдельно для каждой звездочки в (2.81) и получаем
Рассчитываем длину цепи в шагах по формуле (2.19)
Подставляем данные в (2.19) получаем
Выбирается цепь 2ПР- 19,05 - 3180 ГОСТ 13568 - 75.
Исходные данные: крутящий момент Т=18,44 Нм, передаточное число u=2; частота вращения n=2850 об/мин. Работа односменная, нагрузка спокойная
При Т=18,44 Нм принимаем сечение ремня «А» с размерами: b n =11мм; h=8мм; b 0 =13мм; y 0 =2,8мм; F 1 =0,81мм; d p 1 =140мм (табл. 2)
Диаметр большего шкива определяем по формуле (3.1)
Уточняем значение передаточного отношения
1 =180 - 60( d р2 - d р1 )/а (3.10)
подставляя данные в формулу (3.10) получается:
Исходная длинна ремня L0=1210 мм, тогда относительная длинна будет равна L/ L0=1700/1210=1,4
При клиновом узком ремне и относительной длине ремня коэффициент
Исходная мощность при d p 1 =140мм и х=20,88 м/с N 0 =2,13 кВт
Коэффициент угла обхвата при 1 =77 С 0,74 (табл. 7)
Поправка к крутящему моменту при передаточном числе u=2 ДТ n =1,1 Нм
подставляя данные в формулу (3.11) получается:
Коэффициент режима работы при указанной нагрузке Ср=1 (табл.9)
Допускаемая мощность на один ремень
подставляя данные в формулу (3.12) получается:
[N]=(2,130,740,86+0,3135)1=1,67 кВт
подставляя данные в формулу (3.13) получается:
Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки при z=3 Сz=0,95
Действительное число ремней в передаче
подставляя данные в формулу (3.14) получается:
Сила начального натяжения одного клинового ремня
подставляя данные в формулу (3.15) получается:
Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи:
подставляя данные в формулу (2.16) получается:
«A» l p =11мм; h=8,7мм; b=3,3 мм; e=150,3; f=101 мм; r=1 мм; h 1 min =6 мм; 1 =34; 2 =38
подставляя данные в формулу (2.17) и (2.18) получаем:
подставляя данные в формулу (2.20) получается:
Исходные данные: Т кр =142,9Н*м, щ =14,9 рад/с, u=10
Материал применяемый для червяка - Сталь 45, твердостью HRC 45 - при закалке. Материал, применяемый для венца червячного колеса, без оловяннистая бронза - БрА10Ж4Н4Л. Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении х s ?5 м/с, допускаемое контактное напряжение [ н ]=155МПа. Допускаемые напряжение изгиба определяется по формуле (4.1)
подставляя данные в формулу (4.1) получается:
Число заходов червяка, число зубьев червяка
Число заходов червяка определяется в зависимости от передаточного числа. При u=10 z 1 =4 (табл. 4.1).
подставляя данные в формулу (4.2) получается:
Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка - q=10, коэффициент нагрузки - К=1,2. Определяем межосевое расстояние
подставляя данные в формулу (4.2.2) получается:
Определяем модуль червячного колеса:
подставляя данные в формулу (4.2.3) получается:
По ГОСТ 2144-76 округляем до ближайшего стандартных чисел, поэтому принимаем m=5(таблица 4.2(7)).
подставляя данные в формулу (4.2.4) получается:
Что соответствует стандартному значению межосевого расстоянию.
Основные размеры червячного колеса и червяка
Таблица 4 - Основные размеры червячного колеса и червяка
Длина нарезаемой части шлифованного червяка
при z1=4 b1?(12,5+0,09 z2)m= =(12,5+0,0950)5?80,5 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
daM2? da2+6m/(z1+2)=210+65/(4+2)=215 мм
При z 1 =4 и q=10делительный угол подъема червяка =2148 (табл. 4.3).
подставляя данные в формулу (4.2) получается:
подставляя данные в формулу (4.3) получается:
При х s =5 м/сек коэффициент трения f=0,028 и приведенный угол трения =136(табл. 4.4)
При данной скорости необходимо уточнить КПД
подставляя данные в формулу (4.4) получается:
При числе заходов червяка z 1 и коэффициентe диаметра червяка q=10 коэффициент деформации червяка принимаем равным 70. Принимаем х=1, при «редких спусках», нагрузка «постоянная», время работы t=С сут 24=5,76 ч.
Найдем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении
подставляя данные в формулу (4.5) получается:
Определим коэффициент нагрузки, принимая коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении К х =1,1 , при степени точности 7
подставляя данные в формулу (4.6) получается:
Определим контактное напряжение и сравним его с допустимым
подставляя данные в формулу (4.7) и (4.8) получается:
Определяем эквивалентное число зубьев
подставляя данные в формулу (4.9) получается:
В зависимости от эквивалентного числа зубьев z х , выбираем коэффициент формы зубьев Y F =2,12(табл. 4.5)
подставляя данные в формулу (4.10) получается:
Крутящие моменты в поперечных сечения валов:
Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [ф]=12 МПа определяется по формуле (5.1):
подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:
При [ф]=12 МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:
подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:
Диаметр мест под подшипники d п =45
6. Расчет размеров червячных колес и корпуса редуктора
Расчет размеров червячных колес [5]
Конструирование червячного колеса и способ соединения венца с центром зависит от объема выпуска. При серийном и мелкосерийном производстве и небольших размеров колес (d aM 2 300 мм) зубчатые венцы соединяются с центром посадки с натягом. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают бортик, на который направляют осевую силу. В соединениях с относительно небольшим натягом в стык зубчатого венца и центра устанавливают винты.
Острые кромки на венцах притупляют фасками, с округлением до стандартных значений.
подставляя данные в формулу (7.1) получаем:
округляя до стандартного значения, получаем f=2.
подставляя данные в формулу (7.2) получаем:
Ширину венца принимаем равной 12 мм.
подставляя данные в формулу (7.3) получаем:
Толщину диска определяем по формуле (7.4):
подставляя данные в формулу (7.4) получаем:
подставляя данные в формулу (7.4) получаем:
подставляя данные в формулу (7.6) получаем:
Расчет размеров корпуса редуктора [6]
подставляя данные в формулу (7.7) получаем:
Толщина стенки крышки корпуса редуктора
подставляя данные в формулу (7.8) получаем:
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора
подставляя данные в формулу (7.9) получаем:
подставляя данные в формулу (7.10) получаем:
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
подставляя данные в формулу (7.11) получаем:
Толщина ребер жесткости корпуса редуктора
подставляя данные в формулу (7.12) получаем:
подставляя данные в формулу (7.13) получаем:
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора
подставляя данные в формулу (7.15) получаем:
Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников
подставляя данные в формулу (7.17) получаем:
Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору
подставляя данные в формулу (7.18) получаем:
Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d k .с. ?6…10 мм. Примем диаметр болтов равным 8 мм. М8 ГОСТ 7798-70
подставляя данные в формулу (7.19) получаем:
Длины выходных концов l 1 и l 2 валов определяется из соотношения l?(1,5…2)d в , а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей, насаживаемых на эти концы
подставляя данные в формулу (7.20) и (7.21) получаем:
7. Расчёт шпоночных соединений [4]
Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины даются по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей.
d=20 мм; b*h=6*6; t 1 =3,5 мм; длина шпонки ; момент на валу Т=19,17 Нм
подставляя данные в (8.1) получается :
d=48 мм; мм; 5 мм; длина шпонок l=50 мм; момент на ведущем валу Н•м.
подставляя данные в формулу (8.1.1) получается:
d=40 мм; мм; 5мм; длина шпонок l=66 мм; момент на выходном валу Н•м.
подставляя данные в формулу (8.1.1) получается:
Дано: F tk =1429 Н, F rk =520 Н, F ak =985 Н, Т кр =142,9 Нмм R=1762,8 Н а = b =6 мм, с=30 мм.
Построение эпюры суммарного изгибающего момента
Концентрация напряжений обусловлена такими факторами как: шпоночный паз, галтельный переход, посадкой ступицы на вал.
Определяем эффективные коэффициенты концентраций напряжений обусловлена галтельным переходом на вале червяка. Для вала с диаметром d=40 мм, изготовленного из стали 45, с временным сопротивлением разрыву в =785 МПа =1,и =1,5 (табл.5).
Дано: Суммарный изгибающий момент в предполагаемом опасном сечении
М с 2 =60418 Нмм. Крутящий момент передаваемый валом М кр = 142900Нмм. Вал работает в нереверсивном режиме. Допускаемый запас выносливости [n]=1,8
Подставляя данные в формулы (8.2.1) и (8.2.2) получаем
Определяем запас прочности для нормальных напряжений
где и - амплитуды номинальных напряжений изгиба;
и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, для легированных сталей, соответственно равны 0,15 и 0,1;
и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения, соответственно равны 383 МПа и 226 МПа;
и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.
где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении (см. выше);
Подставляя данные в формулы (8.2.5) получаем
Подставляя данные в формулы (8.2.3) и (8.2.4) определим запас прочности для нормальных напряжений
Найдем запас прочности для касательных напряжений
- полярный момент сопротивления сечения вала.
Подставляя данные в формулы (8.2.6) получаем
Амплитуду и среднее значение номинальных напряжений кручения найдем по формуле (8.2.7)
Подставляя данные в формулу (8.2.7) получаем
Подставляя данные в формулы (8.2.8) получаем
Подшипники качения - это опоры вращающихся или качающихся деталей, использующие элементы качения (шарики или ролики) и работающие на основе трения. Подшипники качения часто подвергаются совместному действию радиальной и осевой нагрузок; нагрузка может быть постоянной, переменной или сопровождаться ударами; вращаться может внутреннее или наружное кольцо; температура может быть нормальной, повышенной или пониженной. Все эти факторы влияют на работоспособность подшипников и должны учитываться при выборе нагрузке.
Подберем подшипник для вала червячного колеса
n = 142,5 об/мин - частота вращения подшипников
F А = 985 Н - осевая сила, действующая на вал (см. расчет червячной
- при вращении внутреннего кольца подшипника.
- коэффициент безопасности при необходимом ресурсе работы
(машины для односменной работы с неполной нагрузкой)
Подставляя значения в формулу (9.1) получим
- при вероятности безотказной работы подшипников S = 0,9
1. Задаемся роликоподшипником радиально-упорным однорядным с коническими роликами средней серии 7309
наружный диаметр подшипника, мм D = 100
динамическая грузоподъёмность, H С = 83000
статическая грузоподъёмность, Н С 0 =60000
2. Определяем минимальные осевые силы для первого и второго подшипников:
Найдем из формулы (9.2) для первого подшипника осевую составляющую от радиальной нагрузки:
Найдем из формулы (9.2) для второго подшипника осевую составляющую от радиальной нагрузки
3. Определяем осевые реакции в опорах.
Принимаем, что, тогда из условия равновесия:
Подставляя значения в формулу (6.3) получим
> - значит осевые силы найдены правильно
4. Определяем эквивалентную нагрузку. Расчет ведем по второму подшипнику, как наиболее нагружен.
Подставляя значения в формулу (6.4) получим
коэффициент осевой динамической нагрузки:
5. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку на втором подшипнике
Подставляя значения в формулу (9.5) получим
Определяем ресурс работы принятого подшипника
Подставляя значения в формулу (9.6) получим
Подставляя значения в формулу (9.7) получим
10. Выбор смазки и смазочных материалов
Смазывание червячных зацеплений и подшипников уменьшают потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а так же предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.
Картерное смазывание осуществляется окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса. Червяк погружают в масло на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если условия нормальной работы подшипников не позволяет погрузить червяк в масло, то применяют брызговики, забрасывающие масло на червячное колесо.
Для смазывания подшипников применяют пластичные и жидкие нефтяные смазочные материалы. Жидкое масло является основным смазочным материалом - оно имеет низкий коэффициент внутреннего трения, легко поступает к месту смазки, оказывает охлаждающее действие.
В редукторах применяют следующие виды смазки: погружением подшипника в масляную ванну; фитилем; разбрызгиванием (картерная) под давлением (циркуляционная); масляным туманом (распылением).
На практике применяют смазывание подшипника тем же маслом, что и детали передач.
Масло, налитое в корпус, периодически меняют, для чего в корпусе предусмотрено отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой, под которую поставлена уплотняющая прокладка, т.к. эта резьба не создает надежного уплотнения.
Для наблюдения за уровнем масла установлен жезловой маслоуказатель. Чтобы избежать просачивания масла через уплотнения и стыки, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушины (в крышке смотрового отверстия).
Необходимый объем заливаемого масла для червячного редуктора (из условия 1л на 1кВт передаваемой мощности).
Определяем кинематическую вязкость в зависимости от контактного напряжения ( н =170 МПа) и скорости скольжения (х s =4,009 м/с), принимаем равной 1510 -6 м 2 /с. В зависимости от кинематической вязкости выбираем масло - индустриальное И-20.
При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемещением и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагревании вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.
При установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся тепло отдается через его стенки окружающему воздуху; этому соответствует определенный перепад температур между маслом и окружающим воздухом. Условие работы редуктора без перегрева
t в - температура окружающего воздуха, С (принимают обычно t в =20 С);
k t - коэффициент теплопередачи [k t ?1117 Вт/(м 2 С)];
А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м 2 ;
Подставляя данные в формулу (12.1) получим
1) Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. - М.: Машиностроение, 1982
2) Власов В.А. Расчёт валов на прочность. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 1998
3) Власова В.А. кинематический расчет привода. Методические указания по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 2006
4) Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. - Х.: Основа, 1991
5) Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин», курсовое проектирование М.: Высшая школа, 1984.
6) Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981
7) Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1987
8) Власов В.А.«Расчет передач гибкой связью» учебное пособие для курсового и дипломного проектирования. ВятГТУ, Киров,2003
9) Власов В.А. «Подбор подшипников качения». Методические указания по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 2006
Уточненный расчет вала. Построение эпюр
Радиальная сила на колесе F r к =520,11Н Окружная сила на колесе F t к =766,8 Н Осевая сила на колесе F a к =1429Н Усилие, действующее на валы, со стороны цепи
Q =432,15 Н Крутящий момент T=19,17Н·м Диаметр колеса D=30 мм Расстояние от подшипника до колеса a=55 мм Расстояние от колеса до подшипника b=55 мм Расстояние от подшипника до звездочки (шкива) c=22 мм
Силы: R x1 =346,48 Н R x2 =-258,5Н R y1 =188,5Н R y2 =578,26 Н R s1 =394,45 Н R s2 =633,42 Н Моменты горизонтальная плоскость: М г1 =19,056 Н·м
М г2 =9,507 Н·м Моменты вертикальная плоскость: М в1 =10,369Н·м
М в2 =31,804 Н·м Моменты суммарные: М s1 =21,695 Н·м
М s2 =37,076 Н·м М s3 =9,507 Н·м Крутящий момент: T=19,17 Н·м
Концентрация напряжений обусловлена такими факторами как: шпоночный паз, галтельный переход, посадкой ступицы на вал.
Рассмотрим расчет опасных сечений например, когда концентрация напряжений обусловлена галтельным переходом ступицы на вале червяка.
Материал вала - сталь 45, нормализованная с характеристикой:
- временное сопротивление разрыву в =785 МПа;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения -1 =226МПа;
- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении =0,15 и =0,1.
Дано: Суммарный изгибающий момент в предполагаемом опасном сечении М с 2 =37076 Нмм. Крутящий момент передаваемый валом М кр =19170 Нмм. Вал работает в нереверсивном режиме. Допускаемый запас выносливости [n]=1,8
Находим эффективные коэффициенты напряжений при галтельном переходе. Для вала из стали 45, имеющего н =785 МПа, с галтельным переходом К =1,8, К =0,89. Масштабный коэффициент при изгибе и кручении для вала из стали 45 диаметром d=28 мм, =0,91, =0,89. Коэффициент состояния поверхности при шероховатости R а =1,25 К n ? К n =1,1. Эффективные коэффициенты контактных напряжений для данного вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения
Подставляя данные в формулы (1) и (2) получаем
Определяем запас прочности для нормальных напряжений
где и - амплитуды номинальных напряжений изгиба;
и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, для легированных сталей, соответственно равны 0,15 и 0,1;
и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения, соответственно равны 383 МПа и 226 МПа;
и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.
где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении;
- осевой момент сопротивления сечения вала.
Подставляя данные в формулы (5) получаем
Осевой момент сопротивления сечения вала
Подставляя данные в формулы (3) определим запас прочности для нормальных напряжений
- полярный момент сопротивления сечения вала.
Подставляя данные в формулы (6) получаем
Амплитуду и среднее значение номинальных напряжений кручения найдем по формуле (7)
Подставляя данные в формулу (9) получаем
Определим запас прочности для касательных напряжений по формуле (4). Подставляя данные в формулу, получаем
Подставляя данные в формулы (8) получаем
Подбор подшипников для вала червяка
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Fr1
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Fr2
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3
Коэффициент минимальной осевой нагрузки e
Осевые составляющие от радиальной нагрузки S
Коэффициент радиальной динамической нагрузки x
Коэффициент осевой динамической нагрузки y
Кинематический и энергетический расчет привода. Расчет клиноременной и червячной передач. Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора. Проектирование и расчет валов. Расчет шпоночных соединений и выбор подшипников. курсовая работа [242,3 K], добавлен 01.03.2010
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников. курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012
Расчет привода с червячным редуктором. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, шпоночных соединений и цепной передачи. Подбор подшипников выходного вала. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора. курсовая работа [663,2 K], добавлен 20.05.2013
Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора. курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.06.2014
Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений. курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014
Кинематический анализ схемы привода. Определение вращающих моментов на валах привода. Расчет цилиндрической ступени и цепной передачи. Расчет долговечности подшипников. Выбор смазочных материалов и системы смазки. Конструктивные размеры корпуса редуктора. курсовая работа [689,3 K], добавлен 02.11.2012
Выбор электродвигателя, расчет цепной и ременной передачи, червячного редуктора, подбор подшипников и шпоночных соединений. Искусственный обдув ребристых корпусов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор системы смазки и смазочных материалов. курсовая работа [452,9 K], добавлен 09.04.2012
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Привод камерного вулканизатора курсовая работа. Производство и технологии.
Сочинение Эссе По Повести Станционный Смотритель
Реферат: Борьба монгольского народа за независимость
Клонирование Эссе За И Против
Практическое задание по теме Определения (Теория государства и право)
Курсовая Работа По Экологическому Праву
Культура Физического Воспитания Реферат
Итоговое Сочинение 2022 Направления Список Литературы
Реферат: Скрытая реклама
Реферат: Искусство Древнего Востока. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Нейроэндокринная регуляция иммунного ответа. Скачать бесплатно и без регистрации
Дневник Отчета По Практике Пример
Дипломная работа по теме Электрические измерения и метрологические положения
Реферат по теме Законная сила судебного решения
Контрольная работа по теме Расчет показателей статистики
Контрольная работа по теме Наступательные стратегии
Лабораторная Работа На Тему Работа В Среде Visual Basic
Курсовая работа по теме Оценочный фактор системного развития семантики прилагательных в испанском языке
Организация И Проведение Спортивных Мероприятий Реферат
Сочинение Со Словами Российская Федерация
Дипломная работа по теме Представления об эффективном руководителе у сотрудников с разной выраженностью социальных потребностей
Раздельное питание - Кулинария и продукты питания курсовая работа
Современные системы моделирования. Метод конечных элементов. Введение в ANSYS - Программирование, компьютеры и кибернетика презентация
Культура и наука Казахстана в годы Великой Отечественной войны (1941-1945 гг.) - Государство и право курсовая работа