Динамика машин

Автор: Пользователь скрыл имя, 17 Марта 2013 в 10:27, курсовая работа

Краткое описание

Для успешного выполнения курсового проекта необходимо знание таких дисциплин, как инженерная графика и автоматизация проектирования, теоретические основы прогрессивной технологии, теоретической механики, сопротивления материалов, теории механизмов и машин, основы материаловедения и технологии машиностроительного производства, поскольку при выполнении проекта укрепляются и закрепляются полученные в процессе обучения знания всех указанных общетехнических дисциплин.

Задание……………………………………………………………………… 3
Введение…………………………………………………………………….. 4
I. Кинематический расчет привода…………………………………………. 5
2. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи……………...... 9
3. Расчет быстроходной конической зубчатой передачи…………………. 15
4. Расчет валов……………………………………………………………… 24
5. Расчет подшипников на долговечность……………………………....... 37
б. Выбор муфты…………………………………………………………… 41
7. Проверка прочности шпоночных соединений………………………… 42
8. Выбор сорта масла………………………………………………………. 44
9. Тепловой расчет редуктора………………………………………………. 45
10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора………... ..46
11. Расчет ремённой передачи……………………………………………..47

Литература…………………………………………………………………49

Скачать в ZIP (688.97 Кб) Сколько стоит заказать работу?

Файлы: 1 файл

10-hz.docx

— 812.41 Кб (Скачать)

Оценка прочности

условие прочности выполняется

4.4.10 Выполним проверочный расчет вала в опасном сечении 3-3:

Полярный момент сопротивления :

Напряжение кручения

4.4.11 Коэффициенты для расчета на сопротивление усталости

,- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;(стр.11/3/)

- коэффициенты, учитывающие концентрацию напряжений(табл.4/3/); - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения(табл.6/3/);

- коэффициент влияния шероховатости поверхности ,вал шлифован(табл.7/3/)

- коэффициент влияние поверхностного упрочнения. (табл.8/3/)

4.4.12 Коэффициенты запаса

S_δ – коэффициент запаса по нормальным напряжениям

S_τ- коэффициент запаса по касательным напряжениям

S-общий коэффициент запаса сопротивлению усталости

5. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ.

Проверочный расчет пары подшипников, посаженных на вал II:

, где

- показатель кривой выносливости; коэффициент, учитывающий температуру; коэффициент, учитывающий режим работы; кинематический коэффициент, который зависит от того, какое из колец подшипника вращается.

-осевая нагрузка;

- радиальная нагрузка, которая действует на подшипник;

Выбираем из радиальных нагрузок максимальную:

Определяем коэффициенты приведения осевых нагрузок к радиальным:

выбираем число e =0,1 из табл. 9.18 /4/.

-статическая грузоподъемность;

<е

Принимаем по табл. 9.18 /4/.

Коэффициенты берем из табл. 9.19, 9.20 /4/.

где L - число млн. оборотов подшипника за весь срок службы;

С - динамическая грузоподъемность;

-статическая грузоподъемность;

р-показатель степени: для шарикодшипников р=3

Р-эквивалентная нагрузка;

число оборотов в минуту.

Данные подшипников:

Подшипник радиальный шариковый:

ГОСТ 8338-75;

обозначение 307

динамическая грузоподъемность – C=33200Н;

статическая грузоподъемность – C₀ =18000Н;

диаметр внутреннего кольца - d=35мм;

диаметр внешнего кольца - D=80мм;

ширина - B=21мм.

Проверочный расчет пары подшипников, посаженных на вал III:

, где

-осевая нагрузка;

- радиальная нагрузка, которая действует на подшипник;

Выбираем из радиальных нагрузок максимальную:

Определяем коэффициенты приведения осевых нагрузок к радиальным:

выбираем число e =0,19 из табл. 9.18 /4/.

-статическая грузоподъемность;

<е

Принимаем по табл. 9.18 /4/.

Коэффициенты берем из табл. 9.19, 9.20 /4/.

где L - число млн. оборотов подшипника за весь срок службы;

С - динамическая грузоподъемность;

-статическая грузоподъемность;

р-показатель степени: для шарикодшипников р=3

Р-эквивалентная нагрузка;

число оборотов в минуту.

Данные подшипников:

Подшипник радиальный шариковый:

ГОСТ 8338-75;

обозначение 407

динамическая грузоподъемность – C=55300Н;

статическая грузоподъемность – C₀ =31600Н;

диаметр внутреннего кольца - d=35мм;

диаметр внешнего кольца - D=100мм;

ширина - B=25мм.

Проверочный расчет пары подшипников, посаженных на вал IV:

, где

-осевая нагрузка;

- радиальная нагрузка, которая действует на подшипник;

Выбираем из радиальных нагрузок максимальную:

Определяем коэффициенты приведения осевых нагрузок к радиальным:

выбираем число e =0из табл. 9.18 /4/.

-статическая грузоподъемность;

=е

Принимаем по табл. 9.18 /4/.

Коэффициенты берем из табл. 9.19, 9.20 /4/.

где L - число млн. оборотов подшипника за весь срок службы;

С - динамическая грузоподъемность;

-статическая грузоподъемность;

р-показатель степени: для шарикодшипников р=3

Р-эквивалентная нагрузка;

число оборотов в минуту.

Данные подшипников:

Подшипник радиальный шариковый:

ГОСТ 8338-75;

обозначение 112

динамическая грузоподъемность – C=29600Н;

статическая грузоподъемность – C₀ =18300Н;

диаметр внутреннего кольца - d=60мм;

диаметр внешнего кольца - D=95мм;

ширина - B=18мм.

6.ВЫБОР МУФТЫ.

Передаваемый момент на валу:

; /4/

k-коэффициент, учитывающий условия эксплуатации;

k=1,2(из табл.11.3/4/)

Из табл.11.1 /4/ выбираем фланцевую муфту

7. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 . Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности по формуле s^max_см»2T/(d(h – t₁)(l – b))≤[s_см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм]=100..120МПа.

Вал II:

Диаметр вала:d=25 мм; сечение шпонки: мм;

длина шпонки: l=20; глубина паза вала: t₁=4,0 мм; (табл.8.9[4]) момент на ведущем валу Т₁=10×10³ Н×мм;

s^max_см ≤100мПа

Следовательно условие прочности выполняется

Вал III:

Диаметр вала:d=45 мм; сечение шпонки: мм;

длина шпонки: l=70; глубина паза вала: t₁=5.5 мм; (табл.8.9[4]) момент на ведущем валу Т₁=171×10³ Н×мм;

s^max_см ≤100мПа

Следовательно условие прочности выполняется

Вал IV:

Диаметр вала:d=55 мм; сечение шпонки: мм;

длина шпонки: l=100; глубина паза вала: t₁=6,0 мм; (табл.8.9[4]) момент на ведущем валу Т₁=946×10³ Н×мм;

s^max_см ≤100мПа

Следовательно условие прочности выполняется

Диаметр вала:d=65 мм; сечение шпонки: мм;

длина шпонки: l=100; глубина паза вала: t₁=6,0 мм; (табл.8.9[4]) момент на ведущем валу Т₁=946×10³ Н×мм;

s^max_см ≤100мПа

Следовательно условие прочности выполняется

8.ВЫБОР СОРТА МАСЛА.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0.25дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25×2,842»0,7105дм³.

При контактных напряжениях до 600МПа и скорости менее 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34×10^-6 м²/с.

Принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799–75*).

Подшипники смазываются разбрызгиванием масла.

9. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Площадь теплопроводящей поверхности редуктора:

Требуемая для работы мощность:

Температура масла:

Температура окружающего воздуха:

Коэффициент теплоотдающей поверхности:

КПД редуктора:

Допускаемый перепад температур между маслом и воздухом:

31,6<40

Условие выполняется.

10. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Исходные данные:

Межосевое расстояние редуктора:

Расчет элементов корпуса:

1 Высота центров:

2 Толщина стенки корпуса:

3 Толщина стенки крышки:

4 Толщина верхнего фланца корпуса:

5 Толщина нижнего фланца корпуса:

6 Толщина фланца крышки:

7 Диаметр фундаментных болтов:

8 Диаметр стяжных болтов:

9 Диаметр центрирующих штифтов:

Размеры определяются по табл. 10.2, 10.3 /4/.

11. РАСЧТ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Расчет ремённой передачи проводится в соответствии с методическими указаниями /2/ по результатам кинематического расчета привода.

Исходные данные:

мощность на валу ведущего шкива ;

скорость вращения ведущего шкива ;

передаточное отношение ;

режим работы: спокойная нагрузка;

линия центров параллельна горизонту;

11.1. Выбор материала.

Для среднескоростных передач в приводах конвейера применяются резинотканевые ремни (ОСТ38.05.98.76), в которых используются технические ткани БКНЛ-65, БКНЛ-65-2 (ГОСТ 19700-74) и бельтинги Б-800, Б-820 (ГОСТ 2924-67).

Таблица – характеристики плоских резинотканевых ремней конечной длины

Наименование параметра	Резинотканевые ремни конечной длины
Размеры ремней, мм: ширина толщина	20…500 3…13,5
Рекомендуемая наибольшая скорость[V], м/с	30
Передаваемые нагрузки	малые, средние, большие
Долговечность	средняя
Предел прочности при растяжении, МПа	без прослоек 44 с прослойками 37
Модуль упругости, МПа: при растяжении при изгибе	200 140
Удлинение при разрыве, % не более	18
Плотность	1250…1500
Отношение диаметра меньшего шкива к толщине ремня : допускаемое рекомендуемое	30 40

Информация о работе Динамика машин

Динамика машин

Краткое описание

Оглавление

Файлы: 1 файл

10-hz.docx