У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

Задание 12 вариант 5 [1с

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2016-06-20

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 27.4.2025

Задание №12 вариант №5 [1,с.16]:

Привод одновалковой зубчатой дробилки

Рисунок 1.

1 – Валок зубчатый;

2 – Решетка колосниковая;

3 – Пружина;

4 – Привод;

5 – Приемный бункер;

6 – Корпус;

7 – Цепная передача;

8 – Редуктор;

9 – Муфта;

10 – Электродвигатель.

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый косозубый редуктор для привода  щековой  дробилки.

Частота вращения эксцентрика – nз.в. = 89,34 об/мин;

Мощность на эксцентрике Pз.в. = 2,8кВт;

Срок службы-32 тыс.часов;

HB<350 МПа;

 Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

  1.  Кинематический  и силовой расчёт привода

Принимаем КПД  пары зубчатых колес [2,с.5]   зп=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, пк=0,99 ; КПД открытой цепной передачи цп=0,92; КПД учитывающий потери в муфте м=0,98.

Где - общий  КПД привода; определяется по формуле [2,с.4]

=зппк3цпм ,

=0,980,9920,920,98=0,866.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

.

Мощность на подшипниках качения, Вал 3

Мощность на открытой передаче

Мощность в зубчатом зацеплении

Мощность на подшипниках качения

Мощность на муфте равна требуемой

Предполагаемая требуемая частота вращения электродвигателя, мин-1

nдв=nз.в.uредuц.п.=

Выбираем [3,с.377] двигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, 4А100L4УЗ с параметрами Pдв=4 кВт и номинальной частотой вращения nдв=1500об/мин.

Общее передаточное отношение в этом случае

Принимаем передаточное отношение цепной передачи uц.п.=4 (ГОСТ 2185-66) [2,с.36], тогда передаточное отношение редуктора

Частоты вращения, мин-1 и угловые скорости, рад/с, валов привода

Вал электродвигателя

nI=nдв=1429,5;  

Быстроходный вал

Тихоходный вал

,  

Вращающие моменты, Нм

  1.  Расчёт  зубчатых колёс редуктора

Выбираем материал для шестерни [2,с.34] сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ230, для колеса сталь 45, термообработка-улучшение, твёрдость НВ200.

Допускаемые контактные напряжения вычисляются по формуле [2,с.33]

,

где σнlimb-предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По [2,с.34] для легированных сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшение.

Допускаемые контактные напряжения для косозубых колёс

Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение, МПа, рассчитывается по формуле [2,с.35]

Коэффициент Кнβ=1,25 (табл.3.1)[2,с.32] при несимметричном расположении колёс относительно опор. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ψba=b/aw=0.4 [2.с,36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле [2,с.32]

 мм,

где Ка=43 для косозубых колёс.

Ближайшее расстояние по ГОСТ 2186-66

аw=100мм [2,с.36]

Нормальный модуль зацепления [2,с.36]

mn=(0.01..0.02)aw=(0.01..0.02)100=1..2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=1.25мм [2,с.36].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев 10˚ и определяем число зубьев шестерни по формуле [2,с.37]

, принимаем Z1=31,

тогда , принимаем Z2=124

Уточнённое значение угла наклона зубьев:

, β=14.36151

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные

, мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

, мм

мм

Диаметры впадин зубьев

мм

мм

Ширина колеса

,мм

Ширина шестерни

мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

м/с

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности  [2,с. 32]

Коэффициент нагрузки

По [2,с.39] при Ψbd=1.125, твёрдости НВ≤350 и симметричном расположении колёс относительно опор K=1.05

По [2,с.39] при ν=2,9м/с и 8-ой степени точности KHα=1.09

По [2,с.40] для косозубых колёс при ν≤5м/с имеем KH ν=1.0.

Тогда

Проверка контактных напряжений

, где [δH]=410 МПа

Силы, действующие в зацеплении определяются по формулам [2,с.158],Н:

окружная

Н

радиальная

Н

осевая

Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [2,с.46]

Здесь коэффициент нагрузки [2,с.42]

По [2,с.43] при bd=1,125 , твердости HB350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF=1,13.

По [2,с.43] при ν=2,9м/с  KF =1,1.

YF -коэффициент , учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z   по формуле  [2,с.46]:

у шестерни

 

у колеса

,

отсюда    

YF1=3,7 u YF2=3,6 [2,с. 42].

Допускаемое напряжение изгиба [2,с.43]

По [2,с.44] для стали 45  улучшенной при твердости HB350:

для шестерни  МПа,

для колеса МПа.

Коэффициент безопасности

,

где [SF]'=1.75 – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс. Также в нём отражена степень ответственности зубчатой передачи [2,с.44] и [SF]"=1(для поковок и штамповок) – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения, МПа:

для шестерни  ,

для колеса .

Находим отношения , МПа:

для шестерни  ,

для колеса   .

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и KF  [2,с.46]

,

где =1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия  и n=8  - степень точности передачи.

Проверяем прочность зуба шестерни:

МПа

  1.  Подбор муфты

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчётному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

Н·м,

где Кp – коэффициент режима нагрузки [2,с.272]

,

условие выполнено.

Диаметр фланца муфты Д=120мм,

диаметр окружности, по которой расположены пальцы

мм,

Принимаем Д0=76мм,

где по [4,с.401]

d0=28мм-диаметр отверстия под втулку,

       lb=28мм-длина втулки,

 db=27мм-диаметр втулки,

 dn=14-диаметр пальцев,

 z=6-количество пальцев.

4 Предварительный расчёт валов

Т.к. вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала (ротора) dДВ и вала dВ2. У подобранного электродвигателя (табл.П2) [2,с.391] диаметр вала dДВ=28мм.

Выбираем муфту МУВП 125-28-I.25-II.1-УЗ ГОСТ 21424 –93 с расточками под dДВ=28мм и dВ2=25мм, исходя из того, что dВ2 должен быть примерно на 15-20% меньше dДВ

Проектирование валов начинается  с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

d≥           T-крутящий момент , в

-допускаемое напряжение на кручение    

Выберем для быстроходного вала  15МПа ,

для тихоходного вала 20 МПа

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Быстроходный вал :  Первая ступень(муфта) T= (Нмм)

d1≥мм Из стандартного ряда выбираем d1=20[ с 161 Ш] Из таблицы  7.1  Вторая ступень(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник)

d2=d1+2t   d2=20+4=24 мм , где t=высота буртика из таблицы 7.1

=36 мм

Третья ступень (под шестерню) d3=d2+3.2r , где r координата фаски подшипника.

d3=29.12    . d2=d4=24 примем d2=25 (из стандартного ряда ).

Тихоходный вал: d1≥мм . Из стандартного ряда выберем d1=30 мм. Вторая ступень d2=d1+2t , где t=2.2 –координата фаски подшипника. Длина второй ступени определяется графически , с учетом подшипника.

Диаметр третей ступени я выбираю ближайшим большим из стандартного ряда.

d3=32  мм. Диаметры второй и четвертой ступени равны .

5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Шестерня выполнена заодно целое с валом

d1=40 мм, da1=42.5 мм , b1=45мм.

Способ изготовления – ковка.

Рассчитываем ступицу:

Диаметр внутренний d=d3=40 мм

Диаметр наружный равный диаметру ступицы dст=1,55d=60 мм. Толщина ступицы   

мм. Длина  ступицы lct(1.2..1.5)d- оптимальное значение.

мм.

Обод: Толщина S=2.2m+0.05b2, b2=40 мм, Mn=1.25  мм.

Толщина С=0,5(S+δст)≥0,25b2.

Диск: Радиус закругления R≥6, угол γ≥7˚ , отверстий нет, С=8,5≥10-невыполнено, выберем С=12 мм.

6 Подшипники .

Выбираем  шариковые радиально-упорные  однорядные подшипники (ГОСТ 831-75)

Таблица К28.

Для быстроходного вала выбираю подшипники  серии 36205:

Размеры в мм                     Грузоподъемность , кН

d=25                                             Сr=13.1

D=52                                            C=9.2

B=15                                             a=12˚

r=1.5

r1=0.5

Для тихоходного вала: серии 36207

d=35                                             Сr=24

D=72                                            C=18,1

B=17                                             a=12˚

r=2

r1=1

Конструктивные размеры корпуса редуктора, мм

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,025аw+1=0,025100+1=3,5, принимаем =8мм,

1= 0,02аw+1=0,02100+1=3, принимаем 1=8 мм;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5=1,58=12,  b1=1,51=1,58=12;

нижнего пояса корпуса

р=2,35=2,358=18,8, принимаем  р=20.

Диаметры болтов:

фундаментных

d1=(0,03..0,036)аW+12=(0,03..0,036)100+12=15..17,2,

принимаем болты с резьбой М16;

.

  1.  Расчет цепной передачи

 

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [2,с.147].

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т2=85,56 Нм

Передаточное число было принято ранее

Uц.п.=4

Число зубьев:

ведущей звездочки [2,с.148]

ZЗ=31-2Uц.п.= =23

ведомой звездочки

Z4=Z3Uц.п.=23·4=92,

принимаем

Z3=23, Z4=92.

Фактическое отклонение составляет 0%

Расчетный коэффициент нагрузки [2,с.149]

КэДКАКНКРКСМКП=11,251,25111=1,563,

где Кэ- коэффициент   эксплуатации; КД=1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к зубчатой дробилке); КА=1-учитывает влияние межосевого расстояния(КA=1 при аw(30-:-50)t); КН=1 учитывает влияние угла наклона линии центров; КР учитывает способ регулирования натяжения цепи, Кр=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; КСМ=1при периодической смазке; КП=1,25 при двусменной работе.

Задаёмся величиной среднего допускаемого давления в шарнирах цепи: [р]=18МПа,

Шаг трёхрядной цепи [2,с.149]

мм,

где m=1 – число рядов.

 

Подбираем по [2,с.147] цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую                t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку: Q = 60,0 кH; массу q = 2,6 кг/м;  опорная проекция шарнира Аоп = 179,7  мм2.

Скорость цепи

м/с,

Окружная сила

Н,

Давление в шарнире

МПа.

Уточняем по [2,с.150] допускаемое давление

МПа

Условие p<[p] выполнено. Условие n≤[n] – выполнено( Таблица 7,17) В этой формуле 18 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7,18 при n=357,7 об/мин и t=19,05 мм.

Определяем число звеньев

,

где      [2,с.148],

,

Округляем до чётного числа Lt=160.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [2,с.148]

мм,

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек

мм,

мм,

где d1=15,88 мм-диаметр ролика цепи [2,с.147]

Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц=919,78Н,

от центробежных сил Н,

где q=2,6 кг/м по табл. 7,16 [2,с.147],

от провисания Н,

где Kf = 1,5 при угле наклона под  45˚ [2,с.151].

Расчётная нагрузка на валы

Н

Проверка коэффициента запаса прочности цепи [2,с.151]

,где Кд=1(при спокойной нагрузке)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса прочности [S]10.7 (по табл.7,19) [2,с.151]; условие S[S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки

ступица мм,

длина ступицы мм,

принимаем lСТ =30 мм,

толщина диска звёздочки мм,

где  r4=1.6 мм b3=15.88 (расстояние в звене цепи), b=0.93×b3-0.15мм [Т. K32].

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 [2,с.169]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности [2,с.170]

 

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100 – 120 МПа; при чугунной [см] = 50 – 70 МПа.

Ведомый вал: d = 32 мм, b×h = 10×8 мм, t1 = 5 мм; длина шпонки l = 40 мм; момент Т2 =85,56·Н·мм.

<[σсм] Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=20 мм; Момент Т=85,56× Н×мм           <[σсм]

Проверяем шпонку под ступицей звездочки: d=25, b×h=8×7 мм, t1=4 мм, l=25 мм; Момент Т=85,56× Н×мм

<[σсм]

Анализ посадок

Соединение вал – ступица зубчатого колеса

Находим предельные отклонения

для отверстия: диаметр 32Н7; ES=0.025 мм; EI=0

для вала: диаметр 32p6; es=0.042; ei=0.026

Вычисляем предельные размеры:

мм,

мм,

мм,

мм

Определяем величину допуска размера вала и отверстия

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения:

мм,

мм.

Предельные значения натягов

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения

мм,

мм

Допуск натяга: мм.

Соединение вал – ступица зубчатого колеса выполняется с гарантированным натягом 1 мкм. Она называется посадкой с натягом и выполняется в системе отверстия.

+

 0

-

Соединение вал – распорная втулка:

диаметр 30E9; ES=0.092мм; EI=0.040мм

диаметр 30k6; es=0.013мм; ei=0,002мм

Предельные размеры

мм,

мм,

мм,

мм

Величина допуска размера

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения:

мм,

мм.

Предельные значения зазоров

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения

мм,

мм

Допуск зазора: мм.

Соединение вал – распорная втулка выполнено по посадке с зазором комбинированно: диаметр 30Е9 выполнено в системе вала, а вал диаметром 30k6 выполнен в системе отверстия.

+

 0

-

  1.  Выбор сорта масла [2,c.253]

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 . 2.8 = 1,51 дм3.

При контактных напряжениях НР = 442 МПа и скорости ν = 2.9 м/с, вязкость масла должна быть примерно равна 28 . 10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75). Подшипники смазываются методом разбрызгивания масла, заливаемого внутрь корпуса редуктора.

  1.  Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;

в ведомый вал закладывают шпонку 10×8×40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора во втулку; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы вместе подшипниковыми крышками укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно место стыка пастой “Герметик”. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают армированные прокладки. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими требованиями.

 

  1.  Литература

  1.  Методические указания и технические задания для курсового проектирования по прикладной механике/Осипов В.А., Мурин А.В., Сериков Б.А., Соляник А.С./ Томск: Изд.ТПУ, 2002 - 36с.  
  2.  Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др.: Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов, – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
  3.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П.: Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и  доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416с.  
  4.  Шейнблит А.Е.: Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.:Высш.шк.,1991- 432 с.
  5.  Мягков В.Д. и др.: Допуски и посадки/Справочник, части I и II – М.: Машиностроение, 1978.  
  6.  Цехнович Л.И., Петриченко И.П.: Атлас конструкторский редукторов. - Учеб. пособие для вузов. Киев: Высшая школа. Головное издательство,1979.-128с.
  7.  Воронов В.В.: Примеры анализа посадок / Томск: Изд. ТПУ, 1989.
  8.  Анурьев В.И.: Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 559с.

PAGE 2




1. Электротехника и Электроника КОМПЬЮТЕРНАЯ ЛАБОРАТОРИЯ ЭЛЕКТРОТЕХНИКИ И ЭЛЕКТРОН
2. время; r радиусвектор; x y z декартовы координаты; s криволинейная координата путь; v вект
3. End Hve you ever come cross very strnge hobby Think of job tht you think would be very difficult for you to do nd nother job tht you think would be very esy nd the most enjoyble
4. А 212Разработка системы управления запасами для комплектующего
5. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ АНАЛИЗА ФИНАНСОВОГО СОСТОЯНИЯ ПРЕДПРИЯТИЯ [2
6. Факторинг и рынок гражданской авиации
7. методического
8. Экономика для студентов очной формы обучения неэкономических специальностей Общественное производс
9. Система юридических лиц в рыночной экономике, коммерческие организации
10. западного федерального округа по самбо среди юношей 1996 ~ 1997 1998 г