курсовая работа по механике. расчёт передачи. Расчет и проектирование привода рабочей машины

• Название: Расчет и проектирование привода рабочей машины
• Анкор: курсовая работа по механике. расчёт передачи
• Дата: 29.03.2023
• Размер: 2.71 Mb.
• Имя файла: KR_Mekhanika_Netsvetaev_241014 (1) - Copy.docx
• Тип: Курсовая; #1024603
• страница: 4 из 4

3 РАСЧЁТ ПОЛИКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:



Частоты вращения малого и большого шкивов:

(3.1)

Расчётная передаваемая мощность, кВт:

(3.2)

– коэффициент динамической нагрузки и режима работы



По номограмме выбрали сечение ремня

Из таблицы 1.4 выписываем параметры выбранного сечения ремня





Диаметр меньшего шкива:

(3.3)

Передаточное отношение:

(3.4)

Расчётный диаметр большего шкива:

(3.5)

ε – коэффициент относительного скольжения

=412 мм

Принимаем по таблице 1.3

Фактическое передаточное отношение:

(3.6)

Минимальное межосевое расстояние:

(3.7)

Максимальное межосевое расстояние:

(3.8)

Принимаем межосевое расстояние из условия:

(3.9)

a= 800 мм

Расчётная длина ремня:

(3.10)

Фактическое межосевое расстояние:

(3.11)

=809

Угол обхвата ремнем малого шкива:

(3.12)

^о

Обозначение выбранного ремня: Ремень 2500-Л-12-ТУ 38105.763-84

Скорость ремня:

(3.13)

Номинальная мощность передаваемая одним поликлиновым ремнём с десятью клиньями:



Расчётное число ремней:

(3.14)

Для определения определяем =



Начальное натяжение ветви одного ремня с закреплёнными центрами шкивов:

		(3.15)
		(3.16)

Окружная сила:

(3.17)

Сиды натяжения ведущей и ведомой ветвей:

(3.18)

Сила давления на вал:

(3.19)

Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви:

		(3.20)
		(3.21)

Напряжение в ремне от центробежной силы:

(3.22)

Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве:

(3.23)

Максимальное напряжение в ремне:

(3.24)

= 8 МПа

Частота пробегов ремня:

(3.25)

=10

Конструирование шкивов:

Шкивы ременных передач при окружных скоростях менее 30 м/с изготавливают из чугуна СЧ15

Обод:

(3.26)

Размеры обода поликлиновых ремней сечением Л, мм

h= 4,68 (+0,38); Δ=2,4; e=4,8 (+-0,04); f=5,5; r1=0,4..0,5; r2=0,4..0,5

Ширина обода шкива:

(3.27)

Наружный диаметр шкива передачи:

(3.28)

Толщина обода чугунных шкивов:

(3.29)

мм

Диск:

Толщина диска шкива: C=1,2 9 мм

Диаметр отверстий в диске , число отверстий 4

Внутренний диаметр обода:

(3.30)

Наружный диаметр ступицы:

(3.31)

=61,2 мм

Диаметр центральной окружности:

(3.32)

Спицы:

Диаметр второго шкива более 300 мм, поэтому его изготавливают со спицами.

Число спиц – 4

Большая ось эллиптического сечения спицы у ступицы:

(3.33)

Меньшая ось эллиптического сечения спицы у ступицы a=0,4h=0,4 4,68=1,872 мм

Большая ось эллиптического сечения спицы у обода 4,68=3,744

Меньшая ось эллиптического сечения спицы у обода 1,872=1,5

Ступица:

Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала двигателя 32 мм

(3.34)

=61,2 мм

Длина ступицы:

Фаски: 1,6 мм

Допуски и посадки:

Допуск отверстия ступицы принимается H7. Шкив насаживается на ступицу с посадкой H7/k6 при нереверсивной работе без ударов и толчков.

На глубину шпоночного паза задаются предельные отклонения при сечении шпонки 6х6 …+0,1мм, свыше 6х6 …+0,2мм

Допускаемое отклонение от номинального значения расчётного диаметра шкивов клиноременной передачи принимается h11.

Шероховатости поверхностей:

Поверхности элементов шкивов обрабатываются со следующей шероховатостью, нормируемой параметром :

Торцы ступиц и обода …6,3

Рабочие поверхности канавок шкивов клиноременной передачи … 2,5

Внутренние поверхности канавок и внешние поверхности шкивов клиноременной передачи …6,3

Рабочие поверхности шпоночных пазов … 1,6

Нерабочие поверхности шпоночных пазов … 3,2

Посадочные поверхности отверстий … 1,6
4 РАСЧЁТ тихоходного вала редуктора на совместное действие изгиба и кручения. конструирование тихоходного вала

Исходные данные:

Вращающий момент на валу Н м;

Окружная сила Н;

Радиальная сила Н;

Осевая сила

Средний делительный диаметр колеса мм;

мм;

мм.



Рисунок 3 – Компоновочная схема редуктора

Пояснения к рисунку 3: в отличие от компоновочной схемы из методички, схема данного варианта не предусматривает наличие колеса, насаженного на участок вала длинной , поэтому в расчётах будет отсутствовать l₃, которую заменит .

1. Выполнение компоновки редуктора

1) Толщина стенки корпуса редуктора , мм:

(4.1)

.

2) Зазор между торцами колёс и стенкой редуктора с, мм:

с= (1…1.2) (4.2)

с=1,2 11,3=13,56 мм

3) (4.3)



4) (4.4)

мм.

5) Расстояние между внутренними стенками редуктора L, мм:

(4.5)

L=2 100,5=201 мм.

6) Примем мм, тогда расстояние между серединами подшипника тихоходного вала , мм:

(4.6)

мм.

7) Расстояние от середины ступицы тихоходного вала до ближайшего подшипника , мм:

(4.7)

мм.

8) (4.8)

мм.

2. Выбор материала для изготовления вала.

Так как зубчатые колёса выполнены из хорошо прирабатываемых сталей с твёрдостью до 350 HB и к валу не предъявляются высокие требования по износостойкости, возьмём Сталь 5 со следующими характеристиками:



МПа

МПа

МПа

3. Составление расчётной схемы вала.



Рисунок 4 – Пространственная система сил, действующих на валы конического редуктора

1) Рассмотрим силы, действующие на вал в разных плоскостях, построим эпюры и определим диаметры вала в сечении.



Рисунок 5 – Схема сил, действующих на вал

Построим эпюры в вертикальной плоскости, для этого определим реакции в опорах и , Н:

(4.9)

(4.10)

H

(4.11)

(4.12)

H

Определим изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Н м

Н м

Н м

Н м

Результирующая эпюра представлена на Рисунке 7.



Рисунок 6 – Система сил, действующая на вал в вертикальной плоскости



Рисунок 7 – Эпюра вертикальной плоскости,

Построим эпюры в горизонтальной плоскости, для этого определим реакции в опорах и , Н:

(4.13)

(4.14)

Н.

(4.15)

(4.16)

Н.

Рассчитаем моменты в шести сечениях:

Н

Н

Н

Н.

Результирующая эпюра представлена на Рисунке 9.



Рисунок 8 – Система сил, действующая на вал в горизонтальной плоскости



Рисунок 9 – Эпюра горизонтальной плоскости,



Рисунок 155 – эпюры горизонтальной и вертикальной плоскостей

Вычислим суммарные изгибающие моменты , Н м:

(4.17)

Н м;

Н м;

Н м;

.

Результирующая эпюра представлена на Рисунке 10.



Рисунок 10 – Эпюра суммарных моментов,

Крутящие моменты:

Н м;

Н м.

Результирующая эпюра представлена на Рисунке 12.



Рисунок 11 – Система сил кручения, действующих на вал



Рисунок 12 – Эпюра крутящих моментов,

Вычислим эквивалентные изгибающие моменты:

(4.18)

Н м;

Н м;

Н м;

Н м.

Результирующая эпюра представлена на Рисунке 13.



Рисунок 13 – Эпюра результирующих моментов,

Через эквивалентные изгибающие моменты найдем диаметры вала под подшипники, ступицу и шестерню.

, (4.19)

где .

мм;

;

;

.

4. Конструирование вала.

1) Участок под муфту; данные определим по таблице 1 [2]:



l=82 мм;

r=2 мм;

f=1,6 мм.

2) Посадочный участок под подшипник

, (4.20)

где t выбирается по таблице 10 [2], t=3 мм.



По таблице 10 [2] r=3,0 мм.

3) Посадочный участок под колесо , мм:

(4.21)

мм.

Согласно Ra40 примем значение: .

4) Диаметр буртика под колесо

(4.22)



По Ra40

Ширина буртика 10 мм.

5) Расчёт размера и расположения паза под шпонку.

Размеры призматических шпонок берём по таблице 6 [2]:

Для посадки колеса ( ширина шпонки мм, высота , длина l = 56 мм, мм, мм.

Для участка муфты ( ) ширина шпонки мм, высота , длину l возьмём 36 мм, мм, мм.



Рисунок 14 – Эскиз вала

5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ДЛЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Исходные данные:

= ми ;

Y_A=2345.3 Н; Y_B=685.7 Н; X_A=1034.8 Н; X_B=767.9 Н

Определим суммарные реакции опор:

.	(5.1)
.	(5.2)

.

.

d = 54 мм.

В качестве опор вала принимают одинаковые подшипники качения. Так как и , то принимаем радиально-упорные шариковые подшипники 66000 с углом контакта α = 36°

1. Из табл. 3.13 выписываем для подшипников 66412 динамическую грузоподъемность С = 125000 Н, а из таблицы 3.8 выписываем коэффициент осевого нагружения e=0,95

2. По условиям эксплуатации подшипников принимаем: коэффициент вращения (вращаются внутренние кольца) V = 1,0; коэффициент безопасности (по табл. 3.6 для редукторов) К_б = 1; температурный коэффициент К_т = 1,0; коэффициент надежности (принимаем надежность 90 %) α₁ = 1,0.

3. За первую опору (подшипник) принимаем левую, так как у неё направление осевой составляющей S₁ совпадает с направлением внешней осевой силы F_а.

4. Определяем осевые составляющие от радиальных сил:

для первого подшипника



для второго подшипника



5. Вычисляем результирующие осевые силы. Так как S₁ >S₂ и F_a > 0, то согласно табл. 3.12





6. Определяем коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок для каждого подшипника:

так как ;

так как .

8. Вычисляем эквивалентные динамические нагрузки для каждого подшипника:

P = (XV ∙ +Y ) (5.3)

P₁ = (X₁V ∙ +Y₁ ) =

P₂ = (X₂V ∙ +Y₂ ) =

9. Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника:

= a , (5.4)

= 1 ∙

Требуемая долговечность подшипника качения находится в пределах [ ] = 10000…25000 ч, поэтому подшипник 66412 подобран правильно.

6 ПОДБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ

Так как конвейер ленточный:

(6.1)

;

;



Диаметр вала под муфту d=48 мм

Принимаем фланцевую муфту с диаметром 48 мм.

Муфта фланцевая 630-48-21 У3 ГОСТ 20761-96

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. 
   Прокофьев, Г.Ф. Конструирование приводов технологических машин [Текст] : учебное пособие для вузов / Г.Ф. Прокофьев, Н.И. Дундин, Н.Ю. Микловцик. – 2-е изд., испр. и доп. – Архангельск: ИД САФУ, 2014. – 504 с.
   

СВЕДЕНИЯ О САМОСТОЯТЕЛЬНОСТИ ВЫПОЛНЕНИЯ РАБОТЫ

Курсовая работа по дисциплине «Механика» на тему «Расчет и проектирование привода рабочей машины» выполнена мной самостоятельно.
Используемые в работе материалы и концепция из публикуемой литературы и других источников имеют ссылки на них.

Один печатный экземпляр работы и электронный вариант работы на цифровом носителе переданы мной на отделение.


«27» мая 2022г. _________________ Нецветаев В.П

(Подпись) (Фамилия, инициалы)