Прикладная механика
Структурный анализ рычажного механизма. Кинематический синтез, анализ. Определение приведенных моментов сил производственных сопротивлений. Определение мощности сил движущих, подбор электродвигателя. Определение момента инерции маховика, расчет редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 18.09.2014 |
| Размер файла | 333,3 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- 1. Задание на контрольную работу
- 2. Структурный анализ рычажного механизма
- 3. Кинематический синтез
- 4. Кинематический анализ
- 5. Определение приведенных моментов сил производственных сопротивлений
- 6. Определение мощности сил движущих и подбор электродвигателя
- 7. Приведение моментов инерции звеньев агрегата к валу кривошипа
- 8. Определение момента инерции маховика
- 9. Расчет редуктора
1. Задание на контрольную работу
|
Вариант |
Параметры |
||||||||
|
Р, МПа |
щкр, рад/с |
VCРм/с |
S/D |
л |
[у] |
щэл, рад/с |
uрп |
||
|
6 |
0.35 |
9.5 |
0.35 |
1.4 |
0.2 |
0.014 |
157 |
3.1 |
2. Структурный анализ рычажного механизма
Исследуемый механизм, кинематическая схема, которого приведена на рис. 2 служит для преобразования вращательного движения кривошипа 1 (входное звено) в поступательное движение ползунов 3 и 5 (выходное звено).
Рисунок 2 -Кинематическая схема механизма
Определяем степень подвижности механизма по формуле:
,
де, р5 - число кинематических пар V класса;
р4 - число кинематических пар IV класса;
n - число подвижных звеньев.
Итак,
Так как W=1 то у механизма одно входное звено.
Механизм состоит из 5 звеньев:
1-кривошип;
2-шатун;
3-ползун;
4-шатун;
5-ползун;
6- стояк.
О(6-1) - кинематическая пара пятого класса, вращающееся низшая;
А(1-2)- кинематическая пара пятого класса, вращающееся низшая;
В(2-3) - кинематическая пара пятого класса, вращающееся низшая;
В6(3-6) - кинематическая пара пятого класса, поступательная низшая.
D(1-4) - кинематическая пара пятого класса, вращающееся низшая;
С(5-4) - кинематическая пара пятого класса, вращающееся низшая;
С6(5-6) - кинематическая пара пятого класса, поступательная низшая.
Раскладываем механизм на группы Асура
Рисунок 3 - Структурная группа 4-5
Данная группа состоит:
- из двух подвижных звеньев (шатун 4 и ползун 5), т.е. ;
- трёх кинематических пар (вращательная 4 -5, вращательная 1 -4, поступательная 5 - 6), т.е. .
Подставив найденные значения коэффициентов в формулу Чебышева, получаем:
Равенство нулю подвижности группы доказывает, что рассматриваемая группа звеньев 4 - 5 является структурной группой.
Данная группа является:
- группой второго класса, так как состоит из двух подвижных звеньев;
- группой второго порядка, так как имеется два свободных поводка;
- группой второго вида, так как состоит из двух вращательных кинематических пар и одной поступательно(ВВП).
Данная группа II класса и 2-го вида
Рисунок 4 - Структурная группа 2-3
Данная группа состоит:
- из двух подвижных звеньев (шатун 2 и ползун 3), т.е. ;
- трёх кинематических пар (вращательная 2 -3, вращательная 1 -2, поступательная 3 - 6), т.е. .
Подставив найденные значения коэффициентов в формулу Чебышева, получаем:
Равенство нулю подвижности группы доказывает, что рассматриваемая группа звеньев 2 - 3 является структурной группой.
Данная группа является:
- группой второго класса, так как состоит из двух подвижных звеньев;
- группой второго порядка, так как имеется два свободных поводка;
- группой второго вида, так как состоит из двух вращательных кинематических пар и одной поступательно(ВВП).
Данная группа II класса и 2-го вида
Рисунок 5 - Начальный механизм
Данная группа состоит:
- из одного подвижного звена (кривошип 1) и шарнирно-неподвижной опоры (стойка О), т.е. ;
- одной кинематической пары (вращательная 0 - 1), т.е. .
Подставив найденные значения коэффициентов в формулу Чебышева, получаем:
Подвижность исследуемой группы получилась больше нуля, следовательно она не является структурной группой, а представляет собой первичный (элементарный) механизм, с подвижностью равной единице.
Из проведенного анализа следует, что структурная схема механизма состоит из структурной группы звеньев и одного первичного механизма.
Так как класс механизмов определяется классом наиболее сложной структурной группы, то рассматриваемый рычажный механизм является механизмом 2-го класса, с подвижностью равной единице.
3. Кинематический синтез
По исходным данным щкр, Vср, л следует определить ход ползуна S, размер кривошипа r и длину шатуна l.
Ход ползуна определяется по формуле:
Из схемы кривошипно- ползунного механизма следует, что
Длину шатуна определяем по формуле:
Диаметр поршня D определяем из заданного соотношения
4. Кинематический анализ
Из кинематической схемы машинного агрегата следует, что передаточное отношение привода насоса
При выборе в качестве редуктора цилиндрической или конической зубчатой пары вводится ременная передача. Тогда
Кинематический анализ КПМ насосов сводится к расчету скоростей ползунов и по строению диаграммы скорости одного из ползунов в зависимости от угла поворота кривошипа при постоянной угловой скорости этого звена. механизм производственный электродвигатель маховик
Скорость движения первого и второго ползунов может быть подсчитана по следующим приближенным формулам:
где ц - угол поворота кривошипа.
При кинематическом исследовании механизма второго КПМ следует учесть, что его кривошип повернут относительно первого на угол, равный 900
Скорость движения первого ползуна можно записать в виде
Здесь - является первой гармоникой, а - второй гармоникой скорости.
Расчеты по формулам необходимо выполняем при значениях угла поворота кривошипа, из меняющимся от 00 до 3600 с интервалом 150.
Расчеты выполняем в системе Mathcad.
Кинематический расчет скоростей
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Расчет параметров ползуна
5 Определение приведенных моментов сил производственных сопротивлений
Силами производственных сопротивлений являются силы давления жидкости в цилиндрах насоса на поршни при прямых и обратных ходах. Они характеризуются средним постоянным удельным давлением P.
Сила постоянного давления F на поршень определяется по формуле, Н,
Располагая значением силы давления F в цилиндрах насоса, можно определить приведенные моменты сил Tпр.1 (ц) для первого КПМ и Tпр.2 (ц) для второго КПМ.
При изменении направления скорости движения поршня изменяется и направление силы давления на поршень. Однако, учитывая, что оба хода поршня являются рабочими, при определении приведенных моментов принимаются абсолютные значения скорости и силы давления на поршень.
Значения приведенных моментов си л давления определяются по формулам, Н· м;
При определении приведенных моментов сил Tпр.1 (ц) и Tпр.2 (ц)
пренебрегаем силами тяжести звеньев, в силу их малости по сравнению с силами давления жидкости на поршни насосов.
Суммарный приведенный момент сил производственных сопротивлений для каждого значения угла поворота кривошипа представляет собой сумму при веденных моментов сил давления жидкости на поршни двух КПМ.
По данным расчета построим диаграммы приведенных моментов при изменении угла поворота кривошипа в пределах от нуля до 3600.
На этом же графике покажем значение Tпр. ср за один цикл движения, которое определяется по формуле:
Расчет выполняем в системе Mathcad.
Динамический анализ
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Значения приведенных моментов
6. Определение мощности сил движущих и подбор электродвигателя
Мощность сил движущих определяется по формуле
где, РСП - мощность сил производственных сопротивлений, кВт;
загр - КПД машинного агрегата без учета потерь в двигателе (собственные потери двигателя учитываются в его выходных параметрах).
КПД агрегата оценивается приблизительно с учетом типа
соединения редуктора и насоса:
где зпр - КПД ременной передачи, зпр = 0,92…0,96;
зр - КПД редуктора (для цилиндрического или конического редуктора р
0,96);
зН - КПД насоса (при параллельном соединении кривошипно- ползунных механизмов насоса - 0,9);
зм - КПД соединительной муфты, 0.98.
Определяем КПД
Значит,
Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле, кВт
Принимаем двигатель 90L2.
7. Приведение моментов инерции звеньев агрегата к валу кривошипа
Моменты инерции звеньев агрегата определяются после эскизной компоновки, в процессе которой выбираются формы, размеры и виды материала деталей.
Приведенный к валу кривошипа момент инерции звеньев определяют по формуле
- где - средний, приведенный к валу кривошипа момент инерции кривошипно- ползунного механизма, 0,1…0,3 кг · м2;
- моменты инерции колеса и шестерни, кг · м2;
- моменты инерции быстроходного и тихоходного валов редуктора, кг · м2;
- момент инерции ротора электродвигателя, определяемый из каталога по маховому моменту, кг · м2.
Момент инерции колес определяется приближенно по формуле, кг · м2
где b - ширина зубч атого колеса,м;
d - диаметр делительной окружности колеса, м;
с - плотность материала зубчатого колеса. Для стали = 7,8 · 103 кг /м3.
Моменты инерции валов оценивают приближенно по формуле, кг · м2
где dэкв - эквивалентное значение диаметра, м; (приближенно dэкв=dП
здесь dП= - посадочный диаметр вала под подшипники);
lр- длина вала, м.
Отсюда
8. Определение момента инерции маховика
Для обеспечения заданного коэффициента неравномерности вращения коленчатого вала используют маховик, который устанавливают на звене приведения. Момент инерции маховика определяют по формуле, кгм2
где ? А - избыточная работа, Дж;
[ д ] - допускаемое значение коэффициента неравномерности вращения коленчатого вала.
Максимальную избыточную работу находят по диаграмме приведенных моментов путем подсчета избыточной площади S ? (в мм2) и умножением ее на масштабные коэффициенты КТ и Кц.
где - масштабный коэффициентоси моментов сил, Н/ мм;
- масштабный коэффициент углов поворота, рад/мм.
Отсюда,
9. Расчет редуктора
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = Pвх. = 2,2 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 90L4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=2,2 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1395 об/мин,
Угловая скорость:
?двиг. =
В итоге получаем:
?двиг. = = 146,084 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
uобщ. =
После подстановки получаем:
uобщ. = = 15,377
Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:
u1 = 3,1
u2 = 5
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов
|
Вал |
Частота вращения, об./мин |
Угловая скорость вращения, рад/с |
|
|
Вал 1-й |
n1 = = = 450 |
?1 = = = 47,124 |
|
|
Вал 2-й |
n2 = = = 90 |
?2 = = = 9,425 |
Вращающие моменты на валах:
Tведущ.шкив.1-й передачи = Tтреб. = = = 15059,829 H·мм = 15,06 H·м
где ?двиг. = 9,425 рад/с.
T1 = Tдвиг. · u1 · ?1 · ?подш. = =
= = 44832,057 Н·мм = 44,832 Н·м
T2 = T1 · u2 · ?2 · ?подш. = 44832,057 · 5 · 0,965 · 0,99 = 214151,527 Н·мм = 214,152 Н·м
Расчёт 2-й зубчатой конической передачи
Рис. 6. Передача зубчатая коническая.
Проектный расчёт
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 300
- для колеса:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 235
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]), будут:
[?]H = ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:
?H lim b = 2 · HB + 70.
?H lim(шестерня) = 2 · 300 + 70 = 670 МПа;
?H lim(колесо) = 2 · 235 + 70 = 540 МПа;
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
d'e3 = K ·
d'e3 = 30 · = 65,794 мм.
где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 30; для прямозубой конической передачи коэффициент ?H = 0,85.
Окружную скорость Vm на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe = 0,285):
Vm =
Vm = = 1,329 м/с.
SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = ,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 · HBср2.4 ? 12 · 107
NHG(шест.) = 30 · 3002.4 = 26437005,784
NHG(кол.) = 30 · 2352.4 = 14712420,333
NHE = ?H · Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 · n · c · t?
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 450,001 об./мин.; n(колеса) = n2 = 90 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
?H = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 · 450,001 · 1 · 10000 = 270000600
Nк(кол.) = 60 · 90 · 1 · 10000 = 54000000
NHE(шест.) = 0,18 · 270000600 = 48600108
NHE(кол.) = 0,18 · 54000000 = 9720000
В итоге получаем:
ZN(шест.) = = 0,904
Так как ZN(шест.)<1.0, то принимаем ZN(шест.) = 1
ZN(кол.) = = 1,072
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 · V0.1 = 0.85 · 1,3290.1 = 0,875
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [?]H3 = = 548,182 МПа;
для колеса [?]H4 = = 473,629 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[?]H = [?]H4 = 473,629 МПа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]), будут:
[?]F = .
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
?F lim(шестерня) = 540 МПа;
?F lim(колесо) = 423 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = ,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 · 106
NFE = ?F · Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 · n · c · t?
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 450,001 об./мин.; n(колеса) = n2 = 90 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 10000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
?F = 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 · 450,001 · 1 · 10000 = 270000600
Nк(кол.) = 60 · 90 · 1 · 10000 = 54000000
NFE(шест.) = 0,036 · 270000600 = 9720021,6
NFE(кол.) = 0,036 · 54000000 = 1944000
В итоге получаем:
YN(шест.) = = 0,862
Так как YN(шест.)<1.0, то принимаем YN(шест.) = 1
YN(кол.) = = 1,128
YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [?]F3 = = 317,647 МПа;
для колеса [?]F4 = = 248,824 МПа;
При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
de3 = 165 ·
где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv = 1,058 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.6[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть: 8. Коэффициент KH?, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, находим через коэффициент KH?o = 1,122. Для конических колёс с прямыми зубьями:
KH? = KH?o = 1,122
В итоге получаем:
de3 = 165 · = 63,06 мм.
Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента ?bd вычисляем ориентировочно:
?bd = 0,166 · = 0,166 · = 0,846
Угол делительного конуса шестерни:
?3 = arctg = arctg = 11,31o
Внешнее конусное расстояние:
Re = = = 160,771 мм
Ширина зубчатого венца:
b = 0,285 · Re = 0,285 · 160,771 = 45,82 мм
Принимаем по табл. 24.1[2] b = 47 мм.
Внешний торцовой модуль передачи:
me ?
где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv = 1,093 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.9[2], условно принимая точность на одну степень грубее фактической, то есть:8. коэффициент KF?, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, для конических передач с прямыми зубьями:
KF? = K'F?,
здесь:
K'F? = 0,18 + 0,82 · KH?o = 0,18 + 0,82 · 1,122 = 1,1
KF? = 1,1
Для прямозубой конической передачи коэффициент ?F = 0,85.
Тогда:
me ? = 1,204
Принимаем по табл. 24.1[2] me = 3,2 мм
Числа зубьев шестерни:
z3 = = = 19,706???20
Числа зубьев колеса:
z4 = z3 · u2 = 20 · 5 = 100???100
Фактическое передаточное число будет:
u2ф = = = 5
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 3%.
Углы делительных конусов шестерни и колеса:
?3 = arctg = arctg = 11,31o
?4 = 90o - ?3 = 90o - 11,31o = 78,69o
Делительные диаметры колёс:
de3 = me · z3 = 3,2 · 20 = 64 мм;
de4 = me · z4 = 3,2 · 100 = 320 мм.
Внешние делительные диаметры колёс:
dae3 = de3 + 2 · (1 + xe3) · me · cos(?3)
dae3 = 64 + 2 · (1 + 0,43) · 3,2 · cos(11,31o) = 72,974 мм
dae4 = de4 + 2 · (1 + xe4) · me · cos(?4)
dae3 = 320 + 4 · (1 - 0,43) · 3,2 · cos(78,69o) = 320,715 мм
где xe3 = 0,43 - смещение для шестерни, находится по таблице 2.12[2].Смещение для колеса xe4 = -xe3 = -0,43.
Средние диаметры шестерни и колеса:
dm3 = 0,857 · de3 = 0,857 · 64 = 54,848 мм
dm4 = 0,857 · de4 = 0,857 · 320 = 274,24 мм
Силы в зацеплении:
окружная сила на среднем диаметре:
Ft = = = 1634,772 H
осевая сила на шестерне:
Fa3 = Ft · tg(?) · sin(?3) = 1634,772 · tg(20o) · sin(11,31o) = 116,691 H
радиальная сила на шестерне:
Fr3 = Ft · tg(?) · cos(?3) = 1634,772 · tg(20o) · cos(11,31o) = 583,454 H
осевая сила на колесе:
Fa4 = Fr3 = 583,454 H
радиальная сила на колесе:
Fr4 = Fa3 = 116,691 H
Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное контактное напряжение:
?H = 6,7 · 104 ·
?H = 6,7 · 104 · =
= 463,067 МПа ? [?]H = 473,629 МПа.
Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
?F4 =
?F4 ? [?]F4 = 248,824 МПа.
в зубьях шестерни:
?F3 = ? [?]F3 = 317,647 МПа.
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv3 = = = 20,396
zv4 = = = 509,899
По табл. 2.10[2]:
YFS3 = 3,525
YFS4 = 3,612
Тогда:
?F4 = = 64,725 МПа ? [?]F4 = 248,824 МПа.
?F3 = = 63,166 МПа ? [?]F3 = 317,647 МПа.
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв ?
Ведущий вал.
Рис. 7. 1-й вал привода
dв ? = 22,517 мм.
Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d1 = 24 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм.
Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d4 = 30 мм.
Выходной вал.
Рис. 8. 2-й вал привода
dв ? = 37,922 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 50 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 55 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 50 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Проверка прочности шпоночных соединений
Ведомый шкив 1-й плоскоременной передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 9. Шпонка призматическая
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см =
?см = = 10,829 МПа ? [?см]
где T1 = 44832,057 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 100 мм - длина шпонки; t1 = 4 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
?ср =
?ср = = 4,061 МПа ? [?ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 · [?см] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Колесо 2-й зубчатой конической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 10. Шпонка призматическая
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см =
?см = = 48,671 МПа ? [?см]
где T2 = 214151,527 Н·мм - момент на валу; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
?ср =
?ср = = 12,168 МПа ? [?ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 · [?см] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Проверка долговечности подшипников
Эпюры моментов 1-го вала
Расчёт реакций в опорах 1-го вала
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:
Rx1 =
Rx1 = = -19,829 H
Ry1 =
Ry1 = = 2452,158 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx2 =
Rx2 = = -1669,189 H
Ry2 =
Ry2 = = -817,386 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 2452,238 H;
R2 = = = 1858,578 H;
Расчёт подшипников 1-го вала
Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
t? = 365 · Lг · C · tc = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч.
где Lг = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7207 легкой серии со следующими параметрами:
d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 38,5 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 26 кН - статическая грузоподъёмность.
? = 15o.
Рис. 11. Роликоподшипник конический однорядный
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1
Pr2
Отношение 0,004; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь Fa = 116,691 Н - осевая сила, действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,37 · 2452,238 = 753,082 H;
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,37 · 1858,578 = 570,769 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт,
где - Pr1 = 2452,238 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,307 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2452,238 + 0 · 753,082) · 1,6 · 1 = 3923,581 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 2022,679 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 74914,037 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 450 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,468 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,62.
Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 1858,578 + 1,62 · 869,773) · 1,6 · 1 = 3443,942 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 3123,798 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 115696,222 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 450 об/мин - частота вращения вала.
Расчёт моментов 1-го вала
MxА = 0 Н · мм
MyА' = 0 Н · мм
MyА" =
MyА" = = -3141,438 H · мм
MА' = = = 0 H · мм
MА" = = = 3141,438 H · мм
MxБ =
MxБ = = -98086,32 H · мм
MyБ =
MyБ = = 31865,802 H · мм
MБ = = = 103132,708 H · мм
MxВ = 0 Н · мм
MyВ =
MyВ = = 99500,76 H · мм
MВ = = = 99500,76 H · мм
MxГ = 0 Н · мм
MyГ = 0 Н · мм
MГ = = = 0 H · мм
Эпюры моментов 1-го вала
Расчёт реакций в опорах 2-го вала
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:
Rx3 =
Rx3 = = -319,006 H
Ry3 =
Ry3 = = 672,243 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx4 =
Rx4 = = 435,697 H
Ry4 =
Ry4 = = 962,529 H
Суммарные реакции опор:
R3 = = = 744,094 H;
R4 = = = 1056,548 H;
Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:
Fм1 = 125 · = 125 · = 1829,24 Н,
где T2 = 214,152 Н·м - момент на валу.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 получаем:
R3(м1) =
R3(м1) = = 1085,577 H
Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:
R4(м1) =
R4(м1) = = -2914,817 H
Расчёт подшипников 2-го вала
Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
t? = 365 · Lг · C · tc = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч.
где Lг = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 56 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 40 кН - статическая грузоподъёмность.
? = 15o.
Рис. 12. Роликоподшипник конический однорядный
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr3 = R3 + R3(м1) = 744,094 + 1085,577 = 1829,671 H;
Pr4 = R4 + R4(м1) = 744,094 + 2914,817 = 3971,365 H.
Здесь R3(м1) и R4(м1) - реакции опоры от действия муфты.
Отношение 0,015; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь Fa = 583,454 Н - осевая сила, действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr3 = 0.83 · 0,37 · 1829,671 = 561,892 H;
S2 = 0.83 · e · Pr4 = 0.83 · 0,37 · 3971,365 = 1219,606 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr3 + Y · Pa3) · Кб · Кт,
где - Pr3 = 1829,671 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,348 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1829,671 + 0 · 636,152) · 1,6 · 1 = 2927,474 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 18720,464 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 3466752,593 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 90 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,307 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3971,365 + 0 · 1219,606) · 1,6 · 1 = 6354,184 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 1413,929 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 261838,704 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 90 об/мин - частота вращения вала.
Расчёт моментов 2-го вала
MxА = 0 Н · мм
MyА = 0 Н · мм
MмА = 0 Н · мм
MА = = = 0 H · мм
MxБ =
MxБ = = 84702,579 H · мм
MyБ' =
MyБ' = = -40194,771 H · мм
MyБ" =
MyБ" = = 38341,346 H · мм
MмБ =
MмБ = = 136782,702 H · мм
MБ' = = = 230538,483 H · мм
MБ" = = = 229758,966 H · мм
MxВ = 0 Н · мм
MyВ = 0 Н · мм
MмВ =
MмВ = = 232313,478 H · мм
MВ = = = 232313,478 H · мм
MxГ = 0 Н · мм
MyГ = 0 Н · мм
MмГ =
MмГ = = 0 H · мм
MГ = = = 0 H · мм
Список использованной литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический анализ и синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности. Построение планов положений механизма. Определение приведенной силы сопротивления. Определение момента инерции маховика. Силовой расчет диады и кривошипа, простой ступени.
курсовая работа [377,2 K], добавлен 02.06.2015Схема рычажного механизма. Классификация кинематических пар. Определение степени подвижности механизма. Синтез механизма. Силовой расчёт рычажного механизма. Определение силы полезного сопротивления. Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 10.01.2009Структурный и кинематический анализ рычажного механизма. Определение масс звеньев, сил тяжести и центральных моментов инерции. Проверка уравновешивающего момента по способу Жуковского. Синтез зубчатого редуктора. Проектирование кулачкового механизма.
курсовая работа [749,5 K], добавлен 23.07.2013Структурный и кинематический анализ механизма строгального станка: профилирование кулачка; определение передаточного отношения и кинетостатический анализ главного зубчатого механизма. Определение действующих сил, сил и моментов инерции; подбор маховика.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 24.05.2012Кинематический анализ мальтийского механизма. Определение угловой скорости и ускорения креста. Кинематический анализ планетарной передачи, кривошипно-ползунного механизма. Приведение моментов инерции звеньев и определение момента инерции маховика.
контрольная работа [368,7 K], добавлен 10.10.2011Структурный, кинематический и динамический анализ плоского рычажного механизма методом планов скоростей и ускорений. Определение параметров маховика. Силовой расчет плоского шестизвенного рычажного механизма и входного звена. Синтез зубчатой передачи.
курсовая работа [604,1 K], добавлен 13.10.2012Рассмотрение рычажного механизма поршневого насоса с двойной качающейся кулисой. Метрический синтез и кинематический анализ механизма. Определение сил и момента сопротивления и инерции. Подбор чисел зубьев и числа сателлитов планетарного механизма.
курсовая работа [293,5 K], добавлен 09.01.2015Расчет степени свободы и класса структурного анализа механизма. Кинематическое исследование рычажного механизма: определение положения всех звеньев и точек в зависимости от положения ведущего звена. Определение моментов и сил инерции звеньев механизма.
контрольная работа [401,3 K], добавлен 04.11.2013Определение мощности электродвигателя. Выбор типа электродвигателя. Определение момента инерции маховика (метод К.Э. Рериха). Работа сил резания. Расчет диаметра вала по вращающему моменту от двигателя. Анализ механизма резания лесопильной рамы.
реферат [239,8 K], добавлен 20.09.2012Структурный анализ механизма, его звенья и кинематические пары. Определение скоростей и ускорений точек звеньев и угловых скоростей звеньев. Силовой расчет рычажного механизма. Определение сил тяжести звеньев, инерции, момента инерции, реакции R34n и N5.
курсовая работа [619,4 K], добавлен 12.11.2022
