Проектирование привода к скребковому конвейеруСкребковый конвейер применяют для перемещения пылевидных, кусковых, зернистых грузов, в том числе горячих материалов [5]. Место установки конвейера назначим на транспортном агрегате – снегопогруз-чике или уборочной машине.
Работает в течение 7 лет. Режим работы привода нереверсивный. При этом нагрузка, умеренная с малыми колебаниями.
Работа в 1 смену, продолжительность смены 8 часов. 1.3 Срок службы приводного устройства Определяем ресурс привода где L r – срок службы привода, лет; t c – продолжительность смены, ч; L c – число смен. Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса. Тогда L h =20440*0,8=16352 ч., рабочий ресурс привода принимаем L h =16,5*10 3 ч. Место установки | L r | L c | t c | L h , ч | Характер нагрузки | Режим работы | Транспортная машина | 7 | 1 | 8 | 16,5*10 3 | С малыми колебаниями | Нереверсивный | Эксплутационные характеристики машинного агрегата 2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя 2.1.1. Определим требуемую мощность рабочей машины Р рм , кВт: кВт 2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода: 2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя 2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя Р ном , кВт по табл. 2.1 [1]. Р ном =2,2 кВт. 2.1.5. Выберем тип двигателя соответствующей номинальной мощности и частоты вращения из следующего ряда Номинальная мощность Р ном , кВт | Синхронная частота вращения, об/мин | Тип двигателя | Номинальная частота n ном , об/мин | 2,2 | 3000 | 4АМ80В2У3 | 2850 | 1500 | 4АМ90 L 4У3 | 1425 | 1000 | 4АМ100L6УЗ | 950 | 750 | 4АМ112МА8УЗ | 700 | 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней 2.2.1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины n рм , об/мин: отсюда 2.2.2. Находим передаточное число привода u для каждого варианта типа двига-теля при заданной номинальной мощности Р ном : 2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода условившись стан-дартностью передаточного числа u зп закрытой передачи, тогда Наиболее предпочтительным вариантом будет третий и=21,11; и ном =950 об/мин. 2.2.4. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала конвейера: 2.2.5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала конвейра, при-няв об/мин: об/мин. 2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода 2.2.7. Уточним передаточное число открытой передачи 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Параметр | Вал | Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме | | Мощность Р, кВт | дв | | Б | | Т | | рм | | Частота вращения п, об/мин | Угловая скорость , 1/с | дв | | | Б | | | Т | | | рм | | | Вращающий момент Т, Н*м | дв | | Б | | Т | | рм | | Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100 L 6УЗ (Р ном =2,2 кВт, п ном =950 об/мин); передаточные числа: привода и=20,6; редуктора и зп =7,1; ременной передачи и оп =2,9. Таблица 2.5 Силовые и кинематические параметры привода Тип двигателя 4АМ100 L 6УЗ, Р ном =2,2 кВт, п ном =950 об/мин | Параметр | Передача | Параметр | Вал | Закрытая (редуктор) | открытая | двигателя | редуктора | приводной рабочей машины | Б | Т | Передаточное число и | 7,1 | 2,9 | Расчетная мощность Р, кВт | 1,58 | 1,54 | 1,48 | 1,44 | Угловая скорость , 1/с | 99,48 | 34,3 | 4,83 | 4,83 | КПД | 0,97 | 0,98 | Частота вращения п, об/мин | 950 | 327,68 | 46,13 | 46,13 | Вращающий момент Т, Н*м | 15,88 | 44,9 | 307,68 | 298,51 | Министерство образования и науки РС(Я) Якутский государственный инженерно-технический институт Технологический факультет Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций» ПРИВОД СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА Эскизный проект ЯТИТ.303359.092 Студент __________________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Руководитель ______________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Зав. отделением, декан _______________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) 2006 г. ВВЕДЕНИЕ Разработка эскизного проекта (ГОСТ 1.119–73) предусмотрена техническим заданием и выполняется на основании результатов, полученном в техническом предложении. На этой стадии проектирования определяют геометрические параметры зубчатой передачи редуктора, размеры быстроходного и тихоходного валов, а также выбирают подшипники и производят их проверочный расчет по динамической грузоподъемности. Здесь же выполняют варианты расчета открытых передач, определяют и анализируют силы в зацеплении зубчатых передач и силы со стороны элементов открытых передач и муфт. В итоге эскизного проекта разрабатывается чертеж общего вида редуктора. 3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ 3.1 Зубчатые передачи 3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес а) Выбираем для колеса и шестерни сталь 40ХН с термообработкой: для колеса улучшение поковки с твердостью 269…302 НВ 2 (286 НВ 2ср ), т =750 Н/мм 2 , S 125 мм; для шестерни улучшение поковки (269..302 НВ 1 ) и закалка зуба т.в.ч. до твердости на поверхности зубьев 48…53 Н R С Э1 (50,5 Н RC Э1ср 505 НВ 1ср ) при диаметре заготовки D пред 200 мм. 3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений [ ] H , Н/мм 2 . а) Коэффициент долговечности принимаем К Н L 1(2) =1 т.к. N > N H 0 передача является длительно работающей Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка): . Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости определяем по табл. 3.3 [1] . б) Определяем по табл. 3.1 допускаемое контактное напряжение [ ] Н02 и [ ] Н02 соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N H 01 и N H 02 , Н/мм 2 по табл. 3.1 [1] в) Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [ ] H 2 и колеса [ ] H 2 , Н/мм 2 : Так как для косозубой передачи разница твердостей зубьев шестерни и колеса НВ 1ср -НВ 2ср =505-286=219>70 и 286 НВ 2ср 2 . При этом условие [ ] H =656,46 ] H 2 =715,6 Н/мм 2 соблюдается. 3.3.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [ ] F , Н/мм 2 . а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни K FL 1 и колеса K FL 2 : где N F 0 =4*10 6 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответ-ствующее пределу выносливости; N 1 =324*10 6 , N 2 =45*10 6 циклов перемены напряжений за весь срок службы привода (наработка) – см. 3.2.2, а). Принимаем K FL 1 =1, К FL 2 =1, т.к. N 1 > N F 0 . б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [ ] F 01 и [ ] F 02 , Н/мм 2 соответству-ющее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N F 0 по табл. 3.1 [1]: для материала зубьев шестерни при закалке принимаем m в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [ ] F 1 и колеса [ ] F 2 , Н/мм 2 : Расчет будем вести по меньшему значению, т.е. по менее прочным зубьям колеса [ ] F 2 =[ ] F =294,58 Н/мм 2 . Таблица 3.4 Механические характеристики материалов зубчатой передачи Элемент передачи | Марка стали | D пред | Термо-обработка | НВ 1ср | В | -1 | [ ] Н | [ ] F | S пред | НВ 2ср | Н/мм 2 | Шестерня | 40ХН | 200 | Улучшение+ТВЧ | 505 | 920 | 420 | 877 | 310 | Колесо | 40ХН | 125 | Улучшение | 286 | 920 | 420 | 581,8 | 294,58 | 4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ 4.1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Проектный расчет 4.1.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние а w , мм: где а) для косозубых передач вспомогательный коэффициент К а =43; б) а =в 2 /а w – коэффициент ширины венца колеса, равен 0,28…0,36; в) и=7,1; г) Т 2 =307,68 Н*м; д) [ ] H =656,46 Н/мм 2 ; е) К Н =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.
Принимаем а w =125 мм, по табл. 13.15 [1]. 4.1.2. Определяем модуль зацепления т, мм: здесь а) К т =5,8 вспомогательный коэффициент для косозубых передач б) делительный диаметр d 2 , мм: в) ширина венца колеса b 2 , мм: г) допускаемое напряжение изгибу [ ] F =294,58 Н/мм 2 . Принимаем т=1,5 мм по табл. 13.15 [1]. 4.1.3. Определим угол наклона зубьев min : 4.1.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса: 4.1.5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев: 4.1.6. Определим число зубьев шестерни при условии, что z 1 18: 4.1.7. Определим число зубьев колеса 4.1.8. Определим фактическое передаточное число и ф и проверим его отклонение и от заданного и: 4.1.9. Определим фактическое межосевое расстояние: мм; 4.1.10. Определим фактические геометрические параметры передачи, мм: Параметр | Шестерня | Колесо | косозубая | косозубое | диаметр | делительный | | | вершин зубьев | | | впадин зубьев | | | Ширина венца | | | Проверочный расчет 4.1.11. Проверим межосевое расстояние: 4.1.12. Проверим пригодность заготовок колес по условию пригодности заготовок: Диаметр заготовки шестерни Толщина диска заготовки колеса 4.1.13. Проверим контактные напряжения Н , Н/мм 2 : здесь а) К – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376; б) в) определяется по графику на рис.4.2. [1] в зависи - мости от окружной скорости колес: и степени точности соответствующей передачи, степень точности 9-ая см. табл. 4.2. [1], тем самым г) д) Т 2 =307,68 Нм; d 2 =219,51 мм; b 2 =40 мм; и ф =7,2; 2 =4,83 1/с; [ ] H =656,46 Н/мм 2 см. в верхних разделах. «недогрузка». 4.1.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса 2 : для колеса: здесь а) m =1,5мм; b 2 , F t см. п. 4.1.13.; б) в) для прирабатывающихся зубьев колес; г) д) и е) ж) и допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм 2 . для колеса : Н/мм 2 , Н/мм 2 ; для шестерни: 2 , 2 . Таблица 4.5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи Проектный расчет | Параметр | Значение | Параметр | Значение | Межосевое расстояние а w | 125 | Угол наклона зубьев ° | 10,2631 ° | Модуль зацепления т | 1 ,5 | Диаметр делительной окружности: шестерни d 1 колеса d 2 | 30,49 219,51 | Ширина зубчатого венца: шестерни b 1 колеса b 2 | 45 40 | Число зубьев: шестерни z 1 колеса z 2 | 20 144 | Диаметр окружности вершин: шестерни d a1 колеса d a2 | 33,49 222,51 | Вид зубьев | косозубый | Диаметр окружности впадин: шестерни d f1 колеса d f2 | 26,89 215,91 | 5. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ 5.1 Расчет плоско ременной передачи Проектный расчет 5.1.1. Определим диаметр ведущего шкива d 1 , из условия долговечности проектируемых кордшнуровых ремней: где – толщина ремня, мм (см. табл. 5.1, [1]) , полученное значение округлить до ближайшего стандартного по табл. К40, [1]. 5.1.2. Определяем диаметр ведомого шкива d 2 , мм: где и – передаточное число ременной передачи; – коэффициент скольжения выбирается из интервала (0,01…0,02); по стандарту принимаем d 2 =400 мм. 5.1.3. Определим фактическое передаточное число и ф и проверим его отклонение от заданного и с условием: 5.1.4. Вычислим ориентировочное межосевое расстояние а, мм: 5.1.5. Определим расчетную длину ремня l , мм: полученное значение ремня принимаем по стандарту из ряда чисел: l =2500 мм. 5.1.6. Уточним значение межосевого расстояния а, мм по стандартной длине l : 5.1.7. Вычислим угол обхвата ремнем ведущего шкива 1 , град: угол 1 должен быть 150 ° . 5.1.8. Определим скорость ремня , м/с: где [ ] – допускаемая скорость. 5.1.9. Определим частоту пробегов ремня U , с -1 : где [ U ] – допускаемая частота пробегов. 5.1.10. Определим окружную силу F t , Н, передаваемую ремнем: где Р ном – номинальная мощность двигателя, см. 2.3 5.1.11. Определим допускаемую удельную окружную силу, Н/мм 2 : где [ k 0 ] – допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм 2 ; С – поправочные коэффициенты (см. табл. 5.2, [1]) . 5.1.12. Определить ширину ремня b , мм: значения F t , Н; , мм; [ k п ], Н/мм 2 смотри выше.
Ширину ремня b округляем до стан-дартного значения: b =100мм. 5.1.13. Определим площадь поперечного сечения ремня А, мм 2 : 5.1.14. Определим силу предварительного натяжения ремня F 0 , Н: где 0 , Н/мм 2 – предварительное напряжение (см. табл. 5.1, [1]). 5.1.15. Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н: 5.1.16 Определим силу натяжения ремня на вал F оп , Н: где 1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива, см. выше.
Проверочный расчет 5.1.17. Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви 2 : где а) 2 ; б) 2 : здесь Е И =80…100/мм 2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; в) 2 : где =1000…1200 кг/мм 3 – плотность материала ремня. г) 2 – расчетное напряжение для плоских ремней Таблица 5.3 Параметры плоскоременной передачи, мм Параметр | Значение | Параметр | Значение | Тип ремня | открытый | Частота пробегов ремня U , 1/с | 2,8 | Межосевое расстояние а | 816 | Диаметр ведущего шкива d 1 | 140 | Толщина ремня | 2,8 | Диаметр ведомого шкива d 2 | 400 | Ширина ремня b | 100 | Максимальное напряжение max , Н/мм 2 | 4,6 | Длина ремня l | 2500 | Предварительное натяжение ремня F 0 , Н | 560 | Угол обхвата ведущего шкива 1 , град | 161,83 | Сила давления ремня на вал F оп , Н | 1106 | 6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи Вид передачи | Силы в зацеплении | Значение силы, Н | на шестерне | на колесе | Цилиндрическая косозубая | Окружная | | | Радиальная | | | Осевая | | | Величины входящие в формулы для определения сил: 1. Т 2 – вращающий моменты на тихоходном вале редуктора, Нм (см. табл. 2.5); 2. d 2 – делительный диаметр колеса, мм (см. табл. 4.5); 3. – угол наклона зубьев цилиндрических колес (см. табл.4.5) 4. – угол зацепления; 5. 1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. табл. 5.3); 6. F 0 – сила предварительного натяжения ремня (см. табл. 5.3). 6.2 Определение консольных сил Вид открытой передачи | Характер силы по направлению | Значение силы, Н | на шестерне | на колесе | Плоскоременная | Радиальная | | Муфта тихо-ходного вала | Радиальная | | 7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА 7.1 Выбор материала валов Выбор материала валов произведем следующим образом, в виду технологич-ности мы произвели выбор материала зубчатого зацепления одинаковым для ко-леса и шестерни. Кроме того, быстроходный вал выполнен заодно с шестерней в виду уменьшения стоимости производства. Тем самым вал-шестерня имеет тот же материал, который выбирался для зубчатого зацепления в 3.1. С целью уменьшения себестоимости редуктора и компенсации затрат произ-водства на дорогие средства (сталь 40ХН применяемая в качестве материала зубчатого зацепления) и различную технологию, принимаем сталь 45 как мате-риал тихоходного вала (под колесо). Таблица 7.1 Характеристики материала валов Деталь | вал-шестерня | тихоходный вал | Марка стали | 40ХН | 45 | В , Н/мм 2 | 920 | 780 | Т , Н/мм 2 | 750 | 540 | -1 , Н/мм 2 | 420 | 335 | 7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение Допускаемые напряжения принимаем скомпенсированными, т.е. заниженными не учитывая напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность во вре-мени (циклы напряжений). - допускаемые напряжения на кручение. При этом меньшие значения для быстроходного вала, а большие для тихоходного вала. 7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов Проектный расчет Быстроходный вал · 1-ая ступень под шкив d 1 =30мм; с=1 мм, размер фаски определяемый по табл. 10.8, [1]. · 2-ая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник d 2 =35мм; t –высота буртика; l 2 =53мм; · 3-я ступень под шестерню d 3 =42мм; r –координаты фаски подшипника; · 4-я ступень под подшипник Тихоходный вал · 1-я ступень по муфту d 1 =40мм; · 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник t –высота буртика; l 2 =60мм; · 3-я ступень под колесо d 3 =50мм; r –координаты фаски подшипника; · 4-я ступень под подшипник округлим l 4 =18мм; · 5-я ступень упорная или под резьбу заменяем распорной втулкой. 7.3 Предварительный выбор подшипников качения 7.4.1. Для обоих валов выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники см. табл. К27, [1]. Быстроходный вал установим на подшипники легкой серии, а тихоходный на подшипники особо легкой серии.
Соответствующая схема уста-новки 3 (враспор). 7.4.2. Подшипники выбираем по диаметральному соответствию для вала-шестерни подшипник №207; для вала колеса подшипник №109. Таблица 7.2 Размеры ступеней.
Характеристика подшипников Размеры ступеней, мм | d 1 | d 2 | d 3 | d 4 | Размеры, мм Грузоподъемность, кН | d | D | B | r | C r | C 0r | l 1 | l 2 | l 3 | l 4 | Тихоходный | 40 | 45 | 50 | 45 | 109 | 45 | 75 | 16 | 1,5 | 21,2 | 12,2 | 48 | 60 | 78 | 1 8 | Быстроходный | 30 | 35 | 42 | 35 | 207 | 35 | 72 | 17 | 2 | 25,5 | 13,7 | 45 | 53 | 78 | 18 | 9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки Расчет эквивалентной нагрузки R , см. 8.1). №109 №207 п 2 =46,13 n 1 =327,58 частота вращения кольца подшипника, об/мин осевая сила в зацеплении, H 3125 2078 суммарные реакции в подшипниках, H Характеристика подшипников №109 №207 C r =21200 H С r =25500Н; динамическая грузоподъемность C 0 r =12200 H ; С 0 r =13700 H ; статическая грузоподъемность V =1; V =1; коэффициент вращения X =0,56; X =0,56; коэффициент радиальной нагрузки m =3; m =3; показатель степени Y =1,85; Y =1,9; e =0,24; e =0,23; K б =1,3; K б =1,3; коэффициент безопасности K T =1; K Т =1; температурный коэффициент а 1 =1; а 1 =1; коэффициент надежности а 23 =0,8. а 23 =0,8. коэффициент качества и эксплуатации коэффициенты определяются по табл. 9.1, 9.2, 9.4, u 9.5 [1]. Тихоходный вал 1. Определим отношение 2. Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле: . Быстроходный вал 1. 2. 9.2. Определение динамической грузоподъемности и расчетной долговечности Тихоходный вал 1. Определим динамическую грузоподъемность 2. Определим расчетную долговечность Быстроходный вал 1. 2. Вал | Подшипник | Размеры dxDx В, мм | Динамическая грузоподъемность, Н | Долговечность, ч | принят предварительно | выбран окончательно | | | | | Б | 306 | 207 | 35 x72x17 | 20486 | 25500 | 31823 | 16500 | Т | 209 | 109 | 45x75x16 | 19502 | 21200 | 21194 | 16500 | Таблица 9.7 Основные размеры и эксплуатационные характеристики Министерство образования и науки РС(Я) Якутский государственный инженерно-технический институт Технологический факультет Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций» ПРИВОД СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА Технический проект ЯТИТ.303359.092 Студент __________________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Руководитель ______________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Зав. отделением, декан _______________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) 2006 г. ВВЕДЕНИЕ Разработка технического проекта (ГОСТ 2.120–73) предусмотрена техни-ческим заданием и выполняется на основании результатов, полученных в эс-кизном проекте.
Технический проект выполняется с целью выявления окончательных тех-нических решений, дающих полное представление о конструкции деталей и от-дельных узлов привода, а также для оценки их соответствия требованиям тех-нического задания. В техническом проекте разрабатываются варианты конструкций зубчатой передачи редуктора, элементов открытой передачи, корпуса, подшипниковых уз-лов, валов, муфты и выполняется чертеж общего вида привода. Здесь же проводятся расчеты, подтверждающие прочность и долговечность окончательно принятых конструкций валов, шпоночных соединений и соединений с натягом, стяжных винтов подшипниковых узлов. В техническом проекте согласовываются габаритные, установочные и при-соединительные размеры привода, решается ряд эксплуатационных вопросов, свя-занных со смазыванием редукторной зубчатой пары и подшипниковых узлов. В заключение этой стадии проектирования определяется технический уро-вень редуктора. 11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ 11.1. Проверочный расчет шпонок Условие прочности: где 2 ; 1. Проверим шпонку 3 ступени тихоходного вала под колесом Призматическая шпонка: h =9мм, b =14мм, t 1 =5,5мм, l =50мм. 2 . Снижаем значение допускаемого напряжение на 20…25% вследствие колебаний нагрузки. Тогда 2 , шпонка пригодна. 2. Проверяем шпонку 1 ступени тихоходного вала под муфтой h =9мм, b =14мм, t 1 =5,5мм, , l =36мм. 3. Рассчитаем шпонку быстроходного вала 1 ступени под шкивом h =5мм, b =5мм, t 1 =3мм, l =45мм. допускаемые напряжения уменьшаем в два раза в виду неоднородности материалов соединяемых деталей, ступица чугунная. 11.2. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты подшипниковых узлов класса точности 5.6 стали 35, предел прочности – предел текучести – Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения 2 : где R y самая большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного и тихоходного вала (см. 8.1 и 8.2); x =0,2…0,3 – для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок. р – шаг резьбы (см. табл. К5, [1] ). 2 . 1. Проверим прочность стяжных винтов, узлов тихоходного вала: 2 , винты пригодны. 2. Проверим прочность стяжных винтов, узлов быстроходного вала: 2 , винты полностью пригодны. 11 .3. Проверочный расчет валов Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми значениями: 1. После проведенного уточненного вычисления суммарных реакций в опорах подшипников, увеличение оказалось незначительным. 2. Наиболее опасными сечениями являются, сечение посадки подшипников со стороны консольной силы и 3-ей ступени под колесом (шестерней). 3. Источниками концентрации напряжений сечения 2-ой ступени считаются – ступенчатый переход галтелью или канавкой и посадка подшипника с натягом; Концентрацию напряжений на 3-ей ступени определяют: посадка колеса с натягом и шпоночный паз. Вал-шестерня – концентратор напряжений – шлицы. 4. Материал вала-шестерни соответствует материалу выбранного в зубчатом зацеплении (см. 3.1), а для вала колеса применяем сталь 45 (см. табл. 7.1) 5. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала, Н/мм 2 : Сечение 3 (ступенчатый переход) где М – суммарный изгибающий момент; W нетто –осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3 (см. табл. 11.1, [1] ) . где M k – крутящий момент; W нетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала,мм 3 . Сечение 2 ( шестеренка) 6. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без поверхностного упрочнения: Сечение 3 где Расчет велся по наибольшему значению отношения посадки с натягом (см. табл. 11.2–11.4, [1]). расчет велся по концентрации натяга, Сечение 2 7. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм 2 : Сечение 3 где 2 , (см. табл. 7.1) Сечение 2 8. Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: Сечение 3 Сечение 2 9. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: Сечение 3 Сечение 2 10. Проверяем на прочность тихоходный вал, опасные сечения: 2 (ступенчатый переход) и 3 (под колесом). 11. Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм 2 : Сечение 2 Сечение 3 12. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без поверхностного упрочнения: Сечение 2 – коэффициенты концентрации напряжений от ступенчатого перехода; Поэтому расчет ведутся по концентратору напряжений посадки с натягом: Сечение 3 13. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм 2 : Сечение 2 Сечение 3 14. Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: Сечение 2 Сечение 3 15. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях: Сечение 2 Сечение 3 Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях вала.
Таблица 11.1 Результаты проверочных расчетов Детали | ступени | Напряжение, Н/мм 2 | | | Шпонки | Быстроходный вал | 1 | 41,2 | 55 | Тихоходный вал | 1 | 43 | 87,5 | 3 | 26,3 | Стяжные винты | Быстроходный узел | | 30 | 60 | Тихоходный узел | 21,5 | 60 | Детали | опасные сечения | Коэффициент запаса прочности | | | Валы | быстроходный | 3 | 6,1 | 2 | 2 | 15 | 2 | тихоходный | 2 | 3,3 | 2 | 3 | 4,3 | 2 | 12. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА 12.1 Определение массы редуктора 12.1.1. Масса редуктора вычисляется по следующей формуле: где = 0,432 – коэффициент заполнения определяем по графику в зависи-мости от межосевого расстояния V – условный объем редуктора, мм 3 . Для более точного определения условного объема V , разобьем редуктор на вспомогательные части: Тогда где – объем составляющий часть крышки и корпуса основания под подшипниковый узел, высоту рассчитываем по наружному диаметру подшипникового узла. 3 , 3 , 3 , 12.2. Определение критерия технического уровня редуктора Критерий технического уровня определяется по формуле где Т 2 – вращающий момент на тихоходном валу, Нм: Таблица 12.1 Технический уровень редуктора Тип редуктора | Масса m , кг | Момент Т 2 , Нм | Критерий | Вывод | Цилиндрический одноступенчатый | 45 | 307,68 | 0,15 | Средний; | Министерство образования и науки РС(Я) Якутский государственный инженерно-технический институт Технологический факультет Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций» КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по деталям машин студента______________________________________ (фамилия, инициалы) ____________________________________________ (группа) 2006 Министерство образования и науки РС(Я) Якутский государственный инженерно-технический институт Технологический факультет Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций» ПРИВОД СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН ЯТИТ.303359.092 Студент __________________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Руководитель ______________________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) Зав. отделением, декан _______________________________ (подпись) (фамилия, инициалы) 2006 г. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 1. Шейнблит А.Е.; Курсовое проектирование деталей машин – Калининград, 2005г. 2. Куклин Н.Г., Куклина Г.С.; Детали машин – М., 1987г. 3. Л.В. Курмаз, А.В. Скойбеда; Детали машин.
Проектирование – М., 2004г. 4. П.Ф. Дунаев, О.П. Лемиков; Конструирование узлов и деталей машин – М., 2003г. 5. Новый политехнический словарь ОГЛАВЛЕНИЕ Техническое предложение …………………………………………………………………………………………….3 Введение……………………………………………………………………………………………………………………..5 Разработка кинематической схемы машинного агрегата…………….…6 Выбор двигателя.
|