Разработка чертежа кинематической схемы привода

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: «ДЕТАЛИ МАШИН»

Техническое задание N 11.3

 

 

	Выполнила студентка механического факультета группы ПТМ-309 Степанов И.Н. Проверил: Толмачев Н.И.

 

Санкт - Петербург

Исходные данные.

Тяговая сила ленты F = 2,5 кН

Скорость ленты υ = 1,1 м/с

Шаг тяговой цепи p=125 мм

Срок службы привода L = 4 лет

Число зубьев звёздочек z=7

Допускаемое отклонение скорости ленты δ = 5 %

 

Структурная схема машины

 

Рис. 1

Где:

М – двигатель;

ОП – цепная передача - отрытая передача;

ЗП – цилиндрический редуктор – закрытая передача;

РЗ –рабочее звено.

 

 

 

Техническое предложение

 

Техническое предложение (ГОСТ 2.118-73) содержит технико-экономическое обоснование целесообразности разработки изделия и уточняет требования к изделию, полученные на основании технического задания и проработки вариантов возможных технических решений изделия с учетом его конструктивных и эксплуатационных особенностей.

Разработка чертежа кинематической схемы привода

Кинематическая схема привода

Графическая часть задачи выполнена на чертежной бумаге формата А4. Работа содержит: кинематическую схему привода ленточного конвейера; перечень элементов схемы; исходные данные для проектирования.

 

Определение срока службы приводного устройства

Устанавливаем конвейер на железнодорожную станцию для обработки товарных вагонов. Работа в две смены, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов.

1.2.1. Определение ресурса привода:

 

ч

 

где L_r- нормативный срок службы привода, L_r=4лет;

L_c- число смен работы, L_c=2;

t- число часов работы в смену, t=8 ч.

 

1.2.2. Служба привода с учетом простоев, равных 15% рабочего времени:

 

ч

 

1.2.3. Расчетный рабочий ресурс привода принимаем:

 

ч

 

Таблица 1.2.3.1. Сводная таблица

Место установки привода	Lr, лет	Lc	t, ч	Характер нагрузки	Режим работы	Lh, ч
Железнодорожная станция				С малыми колебаниями	Реверсивный	20000

 

 

Определение силовых и кинематических параметров привода

 

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
дв®оп®зп®м®рм
Мощность Р, кВт	дв	=2.95
Б	=
Т	=
рм	=
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , 1/с	дв	=955	=
Б
Т	=	=
рм	=175	=18.34
Вращающий момент T,	дв	=
Б	=
Т	=
рм	=

 

 

Расчет зубчатых передач редукторов.

Проверочный расчет

5.11. Проверяем межосевое расстояние:

 

 

5.12. Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовки колес:

D_заг ≤ D_пред , S_заг ≤ S_пред.

 

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

 

5.13. Проверяем контактные напряжения σ_Н, Н/мм²:

 

,

 

а) K – вспомогательный коэффициент, К=376;

б) - окружная сила в зацеплении, Н;

в) К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К_Нa=1,16

 

г) К_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. К_Hv=1.01

 

Н/мм²

 

σ_Н < [σ]_Н

 

5.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм²:

;

,

где а) К_Fa=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

б) К_Fv=1.04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

в) K_Fβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

г) Находим эквивалентные числа зубьев шестерни: и колеса ;

Затем находим коэффициенты формы зуба шестерни: и колеса

д) - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) Н/мм², [σ]_F2=191.97 H/мм² - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

 

 

 

 

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw		Угол наклона зубьев β	14.5
Модуль зацепления m		Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	44.5 155.5
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2
Число зубьев шестерни z1 колеса z2		Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	48.5 159.5
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	39.7 160.4

 

Проверочный расчет

 

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σН, Н/мм^2			-1.02%
Напряжение изгиба, Н/мм^2		145.9		-11.58%
	220.55	118.88	-46.1%

 

6. Расчет цепной передачи

6.1Определить шаг цепи p,мм:

 

а) T₁-вращающий момент на ведущей звездочке(равный Т₂ на тихоходном валу редуктора),Н·м

б) К_Э=K_g·K_c·K_o·K_рег·K_p;

K_Э=1.2· 0.8·1·1·1.25=1.2

в)z₁-число зубьев ведущей звёздочки

z₁=29-24

z₁=23

г) Допускаемое давление [p_ц] в шарнирах цепи,т.к. скорость грузовой цепи V=1.1м/с,

то [р_Ц] =25Н/мм²

д) V-число рядов цепи. Для однородных цепей ПР V=1

Принимаем по стандарту P=19,05

6.2Определить число зубьев ведомой звёздочки:

z₂=z₁·4=72

6.3 Определить фактическое передаточное число U_ф и проверить его отклонение

∆u от заданного u:

; ≤4

6.4 Определить оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи а=(30…50)p,где p-стандартный шаг

6.5 Определить число звеньев цепи L_p2:

Принимаем L_p=130

6.6Уточнить межосевое расстояние a_p:

 

6.7Определить фактическое межосевое расстояние a,мм:

a=a_p·p=40·19.05=762 a_m=0.995a=758.19

6.8Определить длину цепи L,мм:

L=L_p·p=130·19.05=2476.5

6.9Определить диаметры звёздочек,мм:

Диаметр делительной окружности

ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности выступов

Ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности впадин:

Ведущеё звёздочки ведомой звёздочки

 

6.10 Проверить частоту вращения меньшей звёздочки n,об/мин:

n₁≤ [n₁]

где n₁-частота вращения тихоходного вала редуктора об/мин, (на этом валу расположена меньшая звёздочка)

[n₁]=15·10³ /p-допускаемая частота вращения

[n₁]=15·10³ /19,05=787об/мин

175≤787

6.11 Проверить число ударов цепи о зубья звёздочек U,c^-1U≤[U] где

U=4z₁·n₁/60L_p-расчётное число ударов цепи

U=4·23·175/60·130=2,07·с^-1

[U]=508/p-допускаемое число ударов цепи

[U]=508/19.05=26.6c^-1

2.07<27

6.12 Определим фактическую скорость цепи V, м/с:

6.13 Определим окружную силу, передаваемую цепью F_t,H:

6.14 Проверим давление в шарнирах цепи P_ц,H/мм²:

А-площадь опорной поверхности шарнира, мм:

А=d₁·b₃=5.94·18.8=111.9мм²

6.15. Проверим прочность цепи

Прочность цепи удовлетворяется соотношением S≥[S],где [S]-допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей;

S-расчетный коэффициент запаса прочности

где F_p-разрушаемая нагрузка цепи,H,зависит от шага цепи p и выбирается по таблице К.32

 

F_t-окружная сила передаваемая цепью,Н:F_t=2.15·10³H

K_g-коэффициент учитывающий характер нагрузки,К_g=1

F_o-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от её силы тяжести),H

F_o=K_f·q·a·g,где

K_f-коэффициент провисания K_f=1

q-масса 1м цепи кг/м,q=1.9кг/м

a-межосевое расстояние,м а=0,762м

g=9.81 м/с²

F_o=1·1.9·0.762·9.81=14.2

F_v-натяжение цепи от центробежных сил F_v=q·V²

F_v=1.9·1.28²=3.1H

Тогда

 

6.16 Определим силу давления цепи на вал F_оп, Н

F_оп=K_b·F_t+2·F_o=1.15·1.15·10³+2·14.2=2500.9H

 

 

Нагрузки валов редуктора

7.1 Определение сил в зацепление закрытых передач

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический редуктор

 

 

параметр	шестерня	колесо
Ft	2094,5
Fr	3049,6
Fa	541,7
Fm	Fоп
T,H·m	49,26	149,76
ω,c^-1	57,78	18,34

Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки проверяем на смятие: условие прочности

 

F_t-окружная сила на шестерне или колесе

А_см=(0,94h-t₁)L_p-площадь смятия,мм² .

L_p=L-b-рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами, мм (L- полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке);

H-высота шпонки t-глубина паза

11.1 Тихоходный вал

Под колесо-шпонка

B=12; h=8; фаска 0,4-0,6

t=5; t₂=3,3; l=28…140

l_p=50-12=38мм

А_см=83,6

11.1.2. Шпонка под муфту

b=10;h=8; фаска 0,4-0,6;

t₁=5; t₂=3,3; l=22….110мм

l_p=35-10=25 мм

A_см=55мм²

 

12.Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узло в

Стяжные винты рассчитываются на прочность по эквивалентным

Напряжениям и кручениям.

F_p=[K_з(l-x)+x]F_b-расчетная сила затяжки болтов

F_b=0,5R_y-сила, воспринимаемая одним стяжным винтом

R_y-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников

K_з- коэффициент затяжки

K_з=1,5

X-коэффициент основной нагрузки

х=0,2

А=π·D²_p/4-площадь опасного сечения винта,мм²:

D_p=d₂-0,94p-расчетный диаметр винта

d₂-наружный диаметр винта

p-шаг резьбы

F_b=1478,18Н

F_p=[K_з(l-x)+x]F_b=[1,5(1-0,2)+0,2]·1478,9=296,92H

А=π·D²_p/4=3,14·(14-0,94·1,75)²/4=119,8мм²

 

Проверочный расчёт валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняется на совместное

действия изгиба и кручения.

Проверяем наиболее нагруженный вал – вал тихоходной ступени.

На валу намечаем два опасных сечения:первое –под колесом;

Второе под подшипником опоры, смежным с консольной нагрузкой

Концентрация напряжений определяется посадкой колеса с натягом и шпоночным пазом; посадкой подшипника с натягом и переходом галтелью.

Наибольший суммарный момент на второй ступени (под подшипником)

13.1 Нормальные напряжения

-изменяются по симметричному циклу

М-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

W_нетто-осевой момент сопротивления сечения вала;

определяем по таблице 11.1

W_нетто=0,1·d³=0,1·40³=6400мм

 

13.2.Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

М_к-крутящий момент

W_ρнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала

W_ρнетто=0,2·40³=12800мм²

М_к=41,9Н·м

 

 

 

Для валов без поверхностного упрочнения находим коэффициенты нормальных и касательных напряжениям по формулам:

 

=1,99

 

13.3Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

 

13.4 Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

13.5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

[S]=1,6…2,1

 

14.Определение массы редуктора:

Цилиндрический редуктор:

φ-коэффициент заполнения; φ=0,45

При а_w=100мм; ρ=7,4·10³кг/м³-плотность чугуна

Список литературы.

1.Шейнблит А.Е “Курсовое проектирование деталей машин”.изд.Высш.школа,91г.

2.Дунаев П.Ф.,Леликов О.П.”Конструирование узлов и деталей машин”изд.М,1985

3.Чернин И.М.”Расчеты деталей машин”изд.Высшая школа,1974г.

4.Методические указания к курсовому и дипломному проектированию”Оформление чертежей и пояснительных записок”.

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ДИСЦИПЛИНЕ: «ДЕТАЛИ МАШИН»

Техническое задание N 11.3

 

 

	Выполнила студентка механического факультета группы ПТМ-309 Степанов И.Н. Проверил: Толмачев Н.И.

 

Санкт - Петербург

Исходные данные.

Тяговая сила ленты F = 2,5 кН

Скорость ленты υ = 1,1 м/с

Шаг тяговой цепи p=125 мм

Срок службы привода L = 4 лет

Число зубьев звёздочек z=7

Допускаемое отклонение скорости ленты δ = 5 %

 

Структурная схема машины

 

Рис. 1

Где:

М – двигатель;

ОП – цепная передача - отрытая передача;

ЗП – цилиндрический редуктор – закрытая передача;

РЗ –рабочее звено.

 

 

 

Техническое предложение

 

Техническое предложение (ГОСТ 2.118-73) содержит технико-экономическое обоснование целесообразности разработки изделия и уточняет требования к изделию, полученные на основании технического задания и проработки вариантов возможных технических решений изделия с учетом его конструктивных и эксплуатационных особенностей.

Разработка чертежа кинематической схемы привода