06 | 12 | 2016
Учебные материалы
Для преподавателей
Работы студентов
Справочная и техническая литература
Статьи по темам

Курсовая работа по Прикладная механике

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Рейтинг 4.67 (3 Голосов)

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Прикладная механика» .

Тема проекта «Привод машины»

 

Задание к проекту

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.

Кинематическая схема привода

 

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.

Принимаем по рекомендациям [1]:

- к. п.д. одной пары подшипников.

- к. п.д. червячной пары.

- к. п.д. цепной передачи.

Мощность на быстроходном валу.

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:

, где ;

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.

Число заходов червяка при

Число зубьев колеса: принимаем

Момент на червячном колесе:

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):

Окружная скорость червяка

Скорость скольжения

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

Проектные расчеты валов

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.

d = d + 2 t

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.

d > d + 3 r

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;

длина посадочного конца вала:

l =1.5 d = 1.5 17 = 22.5 мм, принимаем l = 25 мм;

длина промежуточного участка вала:

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.

- тихоходного вала:

d (5...6) 3(T )

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 d + 2 t, t = 2.7 мм;

d 32 + 2 2.7 = 37.2 мм, принимаем d = 40 мм.

d > d + 3 r, r = 2.5 мм

d > 40 + 3 2.5 = 47.5 мм, принимаем d = 48 мм.

d d = 48 мм, принимаем d = 48 мм.

Длина посадочного конца вала:

l =1.5 d = 1.5 32 = 48 мм, принимаем l = 48 мм.

Длина промежуточного участка вала:

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).

Рис.1 Схема нагруженя вала.

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 = = = 209.4 H.

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 )

М( F ) = 0:

- F l + F l + F 0.5 d = 0;

F = 925.7 H.

F = - F + F = -925.7 + 963.9 = 38.2 H.

Реакции в опорах при реверсе:

-F l + F l - F 0.5 d = 0;

F = 37.6 H.

F = - F + F = 926.3 H.

в) Реакция в опорах от консольной силы, создаваемой упругой муфтой

F = 23 3( T ) = 23 3( 11.48 ) = 116.6 Н.

из схемы: F =52.2 H.

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

Выбор подшипников

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;

расчет подшипников

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.

Тогда, X = 0.45, Y = 1.9

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 ):

L =а а ( ) = 1 0.6 ( ) = 110227 ч.

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)

М( F ) = 0: F l - F l = 0;

F = 1322.3 H.

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 = = = 942.5 H.

F = - F + F = -942.5 + 963.9 = 21.4 H.

Реакции в опорах при реверсе:

F l - F l + F 0.5 d = 0;

F = = = 20.0 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.

из схемы: F = = = 3644.7 H.

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 ):

L =а а ( ) = 1 0.6 ( ) =562245 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого: L > L ( 562245 > 10000 ), то назначенный подшипник 1027208А пригоден, при требуемом ресурсе надежность выше 90%.

Выбор смазочных материалов.

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:

И-Т-С-320.

Расчет клиноременной передачи.

по табл. 8.16 [2]: при этом значении можно выбирать ремни сечением Б. Рассчитаем ремень выбранного сечения.

Размеры сечения , мм. 1410.5

Площадь сечения , мм 138

Найдем из табл. 8.18 и 8.19 рекомендуемые для данных сечений ремня диаметры шкивов , мм, при угле профиля канавки . 180мм.

Диаметр ведомого шкива, мм.

=630 мм.

Принимаем из табл. 8.18 стандартные значения = 630 мм.

Уточняем: действительная частота ведомого вала при

= 403 об/мин.

Скорость ремня, м/с = 16.6 м/сек.

При заданном i рекомендуется 0.96

межосевое расстояние 605

Длина ремня =2560 мм.

= 0.372м

=

Стандартная длинна ремня L, мм 2500.

Окончательное межосевое расстояние, мм

572

при надевании ремня 535

для компенсации вытяжки ремня

552

Угол обхвата 136

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

Число ремней = 2.853.

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

Угол канавки :

на ведущем шкиве 36

на ведомом шкиве 40

ширина канавки, мм

ведущий шкив 17.2

ведомый шкив 17.6

наружные диаметры, мм

190

640

внутренние диаметры, мм

158

608

ширина шкива, мм

65

Список литературы

..

.. 1.”Курсовое проектирование деталей машин” В. Н. Кудрявцев и др. , Л., Машиностроение, 1984 .

2. Чернин М. И. Расчеты деталей машин.

3. Решетов "Детали машин";

4. Дунаев П Ф, Леликов О П "Конструирование узлов и деталей машин";

5. Решетов "Детали машин" атлас;


Курсовая работа по Прикладная механике - 4.7 out of 5 based on 3 votes

Добавить комментарий


Защитный код
Обновить