МГИ-301 Курман Темирлан. Курсовой проект по механике Курман Темирлан мги301 Параметры Натяжение ветвей ленты конвейера f 1 10,4

• Название: Курсовой проект по механике Курман Темирлан мги301 Параметры Натяжение ветвей ленты конвейера f 1 10,4
• Дата: 24.12.2021
• Размер: 424.46 Kb.
• Имя файла: МГИ-301 Курман Темирлан.docx
• Тип: Курсовой проект; #316471

Задание на курсовой проект по механике

Курман Темирлан МГИ-301



Параметры:

Натяжение ветвей ленты конвейера F₁ = 10,4 кН, F₂ = 8,5 кН

Скорость ленты v = 1,3 м/с

Диаметр барабана D = 0,3 м

Ресурс работы редуктора L_h = 16 000 час

Ширина ленты b = 0,8 м

Энергетический и кинематический расчеты привода

Расчетная мощность на рабочем органе:



Скорость рабочего органа примем



Угловая скорость выходного вала привода:



Вращающий момент на выходном валу:



Коэффициент полезного действия привода



где ŋ_цп – КПД открытой цепной передачи (принять значение 0,91);

ŋ_чр – КПД червячного редуктора (принять значение 0,8);

ŋ_муф– КПД муфты (принять значение 0,98);

ŋ_пк– КПД подшипников качения (принять значение 0,99);

Требуемая мощность двигателя:



Диапазон возможных скоростей вращения двигателя





где u_чрmin– минимальное передаточное отношение червячного редуктора (принять значение 10)

u_цпmin– минимальное передаточное отношение цепной передачи (принять значение 1,5)

где u_чрmax– максимальное передаточное отношение червячного редуктора (принять значение 71)

u_цпmax– максимальное передаточное отношение цепной передачи (принять значение 4)

Диапазон допустимых скоростей





Диапазон допустимых частот вращения двигателя





Принимаем асинхронный обдуваемый электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 мин ^-1:

АИР80В2У3, _дв =2,2 кВт, n_ном = 2850 мин ^-1.

Двигатель	Габаритные размеры			Установочные и присоединительные размеры
	l30	h31	d30	l1	l10	l31	d1	d10	b1	b10	h	h1
АИР80В2У3	320,5	204,5	190	50	100	50	22	10	6	125	80	6

Угловая скорость выбранного двигателя



Фактическое передаточное отношение привода



Передаточное отношение червячного редуктора принимаем как u_чр = 63

Передаточное отношение открытой цепной передачи



Угловые скорости валов привода







Моменты на всех валах привода









Проектировочный расчет червячной передачи

Предварительно ожидаемая скорость скольжения



Для изготовления червячного колеса принимаем БрО10Ф1, способ отливки в кокиль, σ_В = 245 МПа, σ_Т = 195 МПа

Для изготовления червяка принимаем сталь 45 + улучшение НВ 269…302, , ,

Число циклов перемены напряжений для колеса



Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений10⁷



Эквивалентное число циклов нагружения



где К_НЕ – коэффициент эквивалентности (принимаем значение 0,492)

Коэффициент долговечности



Эквивалентное число циклов нагружения



К_FЕ – коэффициент эквивалентности (принимаем значение 0,356)

Коэффициент долговечности



Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений N



Коэффициент C_V учитывает интенсивность изнашивания материала колеса (принимаем значение 0,8)

Исходное допускаемое напряжение



Допускаемое напряжение изгиба



Межосевое расстояние передачи



Принимаем α_w = 120мм

Принимаем число заходов червяка z₁ = 1

Число зубьев колеса



Модуль передачи



Принимаем m = 3 мм

Относительный диаметр червяка



Условие жесткости  q = 17 ≥ 0,212 z₂ = 13,4 выполняется

Коэффициент смещения



Условие выполняется .

Фактическое передаточное отношение

u_ф = z₂/ z₁ = 63/1 = 63

Отклонение передаточного отношения от заданного



Δu = 0

, условие выполняется.

Геометрические размеры червяка

Делительный диаметр червяка

d₁ = m q = 3∙17 = 51 мм

Диаметр вершин витков

d_a1= d₁+2m = 51 + 2∙3 = 57 мм

Диаметр впадин витков

d_f1= d₁-2,4m = 51 – 2,4∙3 = 44 мм

Длина нарезной части червяка

b₀₁= b₀₁>(12,5+0,09z₂)m = (12,5+0,09∙63)∙3 = 54,5 мм

b₁=b₀₁+3m = 54,5 + 3∙3 = 63,5 мм

Принимаем b₁= 65 мм

Геометрические размеры колеса

Делительный диаметр колеса

d₂=m z₂ = 3∙63 = 189 мм

Диаметр окружности вершин зубьев

d_a2= d₂+2(1+X) m = 189+2(1+1)∙3 = 201 мм

Диаметр впадин

d_f2= d₂-2m(1,2 – Х) = 189-2∙3(1,2 – 1) = 187,8 мм

Наибольший диаметр колеса

D_aM2≤d_a2+6m/(z₁+2) = 201+6∙3/(1+2) = 207 мм

Принимаем  D_aM2 = 205 мм

Ширина венца

b₂ =ψ_a a_w;

где при

b₂ = 0,355∙120 = 42,6 мм

Принимаем  b₂ = 45 мм

Окружная скорость на червяке

V₁ = d₁ω_вх/2000 = 51∙298,3/2000 = 7,6 м/с

Угол подъёма винтовой линии

γ = arctg(z₁/(q+2X)) = arctg(1/(17+2∙1)) = 2,9°

Скорость скольжения в зацеплении

V_s = v₁/cosγ = 7,6/cos2,9 = 7,6 м/с

Окружная скорость на колесе

V₂ = d₂ω_вых/2000 = 189∙4,7/2000 = 0,5 м/с

Принимаем 8 степень точности передачи.

КПД передачи:

η=tgγ/[tg(γ+φ)]=tg2,9/[tg(2,9+0,85)]=0,77

где φ – угол трения для материала I группы при V_s=7,6; φ=0,85

Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов из условия прочности и жесткости:

d≥KT^1/3,

где К – расчетный коэффициент, Т – момент на валу Н∙м.

Таблица 4. Предварительный расчет диаметров валов.

Вал	К	Т, Н∙м	d’, мм	d, мм
быстроходный	7…8	7,9	14…16	22
тихоходный	5…6	401,4	37…44	40

Конструктивные элементы редуктора

Материал корпуса СЧ15.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

δ = δ₁ = 0,025α_w + (3…5) = 0,025 · 120 + 3 = 6 мм.

Толщина пояса корпуса и крышки:

b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 6 = 9 мм

Толщина нижнего пояса:

p = 2,35δ = 2,35 · 6 = 14,1 мм, примем р = 15 мм.

Диаметры болтов:

d₁ = (0,03 – 0,036) · α_ω + 10 = (0,03 – 0,036) · 120 + 10 = (4,6 – 14,3) мм

Примем: М14

d₂ = (0,7 - 0,75) · d₁ = (0,7 - 0,75) · 14 = (9,8 – 10,5) мм

Примем: М10

d₃ = (0,5 - 0,6) · d₁ = (0,5 - 0,6) · 14 = (7 – 8,4) мм

Примем: М8.

Проектировочный расчет цепной передачи

Определяем шаг цепи р, мм:

р = 2,8

k_Э – коэффициент эксплуатации:

k_Э = k_Д · k_С · k_v · k_рег · k_р

k_Д = 1,2 – (небольшие толчки) коэффициент динамической нагрузки

k_рег = 1,25 – (нерегулируемая передача) коэффициент регулировки межосевого расстояния

k_v = 1,15 (θ = 0…40°) – коэффициент наклона положения барабана

k_С = 1,5 – периодическая смазка

k_р = 1 – односменная работа

k_Э = 1,2 · 1,5 · 1,15 · 1,25 · 1 = 2,59

z₁ – число зубьев ведущей звездочки:

z₁ = 29 - 2U_цеп = 29 – 2 · 2,8 = 23,4. Примем z₁ = 23.

[p_ц] = 28 Н/мм² – допускаемое давление в шарнирах цепи.

v = 1- число рядов цепи (для однорядной цепи типа ПР)

Тогда:



Шаг р = 15,7 мм, d₁ = 9,53 мм; d₃ = 19,05 мм;

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁ U_цеп = 23 · 2,8 = 64,4. Примем: z₂ = 64.

Определяем фактическое передаточное число U_ф и проверим его отклонение ΔU от заданного U_цеп :

U_ф = z₂ / z₁ = 64 / 23 = 2,78; ΔU = ·100% = 0,7% - допустимо.

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

а = (30…50)р = (30…50) · 15,7 = 471…785 мм.

Принимаем а = 475 мм, тогда межосевое расстояние в шагах:

а_р = а/р = 475 / 15,7 = 30

Определяем число звеньев цепи, l_p:

l_p = 2 а_р + + = 2 · 30 + + = 125,3

Принимаем: l_p = 125.

Уточняем межосевое расстояние а_р в шагах:

а_р = 0,25 · (l_p – 0,5(z₂ + z₁) + ) =

= 0,25 · (125 – 0,5(64 + 23) + ) = 30,2

Определим фактическое межосевое расстояние:

а = а_р · р = 30,2 · 15,7 = 475 мм.

Для обеспечения провисания ведомой ветви цепи действительное межосевое расстояние будет равно:

а_м = 0,995а = 0,995 · 475 = 473 мм

Определим длину цепи, l:

l = l_p р = 125 · 15,7 = 1963 мм

Определим диаметры звездочек

Ведущей звездочки и ведомой делительные диаметры:

d_δ1 = p/sin(180/z₁) = 15,7 / sin(180 / 23) = 115 мм

d _δ2 = p/sin(180/z₂) = 15,7 / sin(180 / 64) = 320 мм

Диаметр окружности выступов:

D_e1 = p(k + k_z1 – 0,31/λ)

k = 0,7 – коэффициент высоты зуба;

k_z – коэффициент числа зубьев:

k_z1 = ctg(180 / z₁) = ctg(180 / 23) = 7,3; k_z2 = ctg(180 / z₂)= ctg(180 / 64) = 20,4

λ = р/d₁ = 15,7 / 9,53 = 1,7 геометрическая характеристика зацепления.

D_e2 = p(k + k_z2 – 0,31/λ) = 15,7 · (0,7 + 20,4 – 0,31/1,7) = 328 мм

Подбор муфт

В качестве муфты между быстроходным валом редуктора и валом двигателя возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту.

Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов.

Выбираем муфту:

Муфта 63-22-1-У3.

Номинальный вращающий момент:

[Т] = 63 Н · м.

Вращающий момент на валу двигателя:

Т₁ = 8,1 Н · м

Диаметр посадочного отверстия:

d = 22 мм.

Габаритные размеры муфты:

D × L = 100 × 76.

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве быстроходного вала и вала двигателя.



КОНСТРУИРОВНИЕ РАМ

Сварные опорные конструкции – рамы экономически выгодно изготовлять при единичном и мелкосерийном производстве. При этом используют прокат: швеллеры, уголки, листы, полосы.

Разработку конструкции рамы рассмотрим на примере привода, который состоит из электродвигателя и коническо-цилиндрического редуктора, соединенных между собой муфтой.

Прежде чем приступить к проектированию рамы (плиты), необходимо определить ее основные размеры и конструктивную форму. Для этого вычерчиваем общий вид установки в трех проекциях.

Выставляем соосно электродвигатель и редуктор так, чтобы между торцевыми поверхностями соединяемых валов был зазор 3-5 мм.

Оцениваем расстояние L0 между заплечиками валов электродвигателя и редуктора L0 L2_ред L2_эд, мм.

Выбираем тип муфты. Для соединения валов электродвигателя и редуктора рекомендуют применять муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП) или упругие со звездочкой. Для соединения сравнительно тихоходных валов (например: вал редуктора и приводной вал транспортера) применяем цепную муфту, зубчатую муфту или упругую муфту с торообразной оболочкой.

Выбираем типоразмер муфты и определяем ее длину L_муфт, мм.

Наилучший вариант соединения валов будет вариант, когда расстояние между заплечиками валов L0 и длина муфты L_муфт будут равны, т.е. L0 L_муфт, мм

При варианте, когда L0 L_муфт, то между заплечиками валов и муфты следует установить дистанционные кольца.

Если L0 L_муфт, то зазор между валами электродвигателя и редуктора следует увеличить, чтобы выполнялось условие L0 L_муфт

Используя присоединительные размеры элементов привода, указать на схеме размещения болтов опорные поверхности электродвигателя и редуктора, что определяет ориентировочно длину рамы L_рам, мм.

Высоту рамы определяем из 2-х условий:

Н_рам 0,09 0,12 L_рам, мм;

Учитывая, что для изготовления рам используется сортамент швеллера, высота его выбирается из возможности размещения большего из болтов d_ред, d_фунд. Или d_эд.

Установка швеллеров:

А_ред b_ред 2а, мм;

А_эд b_эд 2а, мм,

где b_ред - расстояние по осям отверстий для крепления редуктора;

b_эд - расстояние по осям отверстий для крепления электродвигателя;

а - расстояние от стенки швеллера до оси отверстия
Так как обычно b_ред b_эд, то ширина швеллеров в месте установки редуктора и электродвигателя различная. Это требует разрезания полок швеллера и укрепления мест резки накладками. Продольные швеллеры перевязываются поперечными связями, выполняемыми также из швеллеров (чаще всего того же размера).

Определяем разность уровней опорных поверхностей электродвигателя и редуктора:

h Нэд Нред , мм.

Швеллеры определяют минимальную высоту рамы (для наибольшего из размеров Нэд или Нред ). Для меньшего из размеров (Н_эд или Н_ред) выполняется надстройка рамы по одному из вариантов.