Расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Прикладная механика

ВВЕДЕНИЕ

привод расчет вал

Курсовое проектирование имеет большое значение при подготовке квалифицированных специалистов. Оно закладывает знания, дающие возможность решения многих технических задач. Инженер должен уметь творчески применять эти знания в своей практической деятельности.

Курсовая работа по курсу «Прикладная механика» является итоговой работой студентов. Это их первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты активно используют знания из ряда ранее пройденных дисциплин. В период работы над курсовой работой студенты работают с учебной и научно-технической литературой, приобретают навыки самостоятельной работы по выполнению расчетов механизмов и узлов машин, графическому оформлению объектов проектирования, знакомятся с действующей документацией и справочной литературой.

В качестве объекта конструирования были приняты приводы, использующиеся в аппаратах для проведения различных технологических процессов, состоящие из электродвигателя и редуктора. Такие приводы широко используются в химической, фармацевтической, биотехнологической, пищевой промышленности.

В процессе курсового проектирования студенты должны будут подобрать мощность электродвигателя и выбрать его тип, определить кинематические и силовые характеристики привода, разработать кинематическую схему привода в соответствии с требованиями ЕСКД.

Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсовой работы - это база для последующих курсовых проектов по специальным дисциплинам и подготовка к дипломному проектированию.

1. объем и содержание курсовоЙ РАБОТЫ

Курсовая работа выполняется в следующем объеме:

· Кинематическая схема привода - 1 лист формата А4;

· Рабочий чертеж зубчатого колеса - 1 лист формата А4;

· расчетно-пояснительная записка - 15-20 страниц.

Чертежи выполняется на отдельном листе, на котором имеется основная надпись (штамп). В графах основной надписи приводят:

- наименование чертежа (кинематическая схема привода);

- обозначение чертежа, состоящее из букв и цифр;

- литеру документа - У - учебный проект;

- масштаб (должен быть стандартным);

- порядковый номер листа (на чертежах, состоящих из одного листа, графу не заполняют);

- общее количество листов чертежа (а не как ошибочно иногда считают, общее число всех листов работы);

- шифр группы;

- фамилию студента;

- фамилию преподавателя.

Следует не забывать поставить подпись и дату (не карандашом).

В расчетно-пояснительной записке приводятся пояснения и обоснования принятых конструктивных решений и расчеты, подтверждающие работоспособность деталей и узлов.

Расчетно-пояснительная записка должна быть оформлена по правилам, предъявляемым к текстовым конструкторским документам (ГОСТ 2.105 ЕСКД). Она выполняется на стандартных листах бумаги формата А4, сшитых в тетрадь с обложкой. Обложка оформляется по принятому на кафедре образцу.

Записка должна содержать бланк задания с подписью руководителя и кинематическую схему спроектированного привода. Следующие листы - оглавление и введение, где показывается устройство проектируемого привода и его назначение. После этого отражается содержание по основным разделам и вопросам. Всем разделам должна предшествовать текстовая часть, поясняющая задачу данных расчетов. Расчет всех элементов дается по окончательно принятому варианту и сопровождается схемами, эпюрами и т.д. с необходимыми для расчета пояснениями. В конце расчетно-пояснительной записки приводится список использованной литературы, кинематическая схема привода и рабочий чертеж зубчатого колеса.

Одним из основных элементов технологической машины является передаточный механизм, установленный между двигателем и исполнительным органом. Передаточный механизм должен обеспечивать с заданной степенью точности передачу движения и его преобразование, быть экономичным и безопасным в работе.

Выбор типа передаточного механизма(привода) зависит от его назначения, режима и условий его работы.

Цель данной курсовой работы - определение основных параметров привода пластинчатого конвейера.

Обзор существующих конструкций пластинчатых конвейеров

Транспортирующие машины предназначены для перемещения различных грузов на определенное расстояние. По характеру приложения движущей силы и конструкции транспортирующие машины делятся на машины с тяговым элементом (лентой, цепью, штангой) и без него.

Тяговый элемент имеют ленточные, пластинчатые, скребковые, ковшовые, подвесные, шагающие конвейеры, эскалаторы и элеваторы. К машинам без тягового элемента относятся винтовые, вибрационные и роликовые конвейеры.

По виду перемещаемых грузов различают машины для насыпных и штучных грузов.

Пластинчатые конвейеры применяют для транспортирования в горизонтальном и наклонном направлении различных насыпных и штучных грузов.

Тяговым элементом конвейера является одна или две цепи, грузонесущим - жесткий металлический или деревянный, пластмассовый, резинотканевый настил, состоящий из отдельных пластин (рис. П.2).

Тяговыми элементами служат две пластинчатые катковые цепи, одна или две втулочные или роликовые цепи.

В зависимости от характеристики транспортируемого груза настил выполняется с бортами и без них и имеет различную конструкцию.

Привод пластинчатого конвейера включает в себя приводные звездочки, передаточный механизм (редуктор или вариатор) и электродвигатель.

Рисунок П.2. Пластинчатый конвейер:

1 - воронка; 2 - приводная звездочка; 3 - настил; 4 - тяговые цепи; 5 - станина; 6 - воронка; 7 - натяжная звездочка; 8 - натяжное устройство; 9 - привод

1.расчет и проектирование привода

1.1 Выбор электродвигателя из каталога

Согласно исходным данным, находим параметры на приводном валу конвейера.

Частота вращения приводного вала:

где D - диаметр приводного барабана;

V - окружная скорость на барабане.

Угловая скорость на приводном барабане:

Мощность на приводном валу:

P_v = F_t V = 2,6 0,4 = 1.04 кВт;

Вращающий момент

Находим требуемую частоту вращения двигателя:



где и - ориентировочное значение передаточного отношения привода в соответствии с заданной кинематической схемой привода:

здесь - ориентировочное передаточное отношение редуктора; - ориентировочные передаточные отношения его быстроходной и тихоходной ступеней; - ориентировочное передаточное отношение цепной передачи.

По данным таблицы 2.3 принимаем: = 5 ; = 4 ; = 2,5 . При этих значениях имеем

Ориентировочное передаточное отношение привода

= 5·4·2,5 = 50

Требуемая частота вращения двигателя

Требуемая номинальная мощность двигателя;

где - общий КПД привода,



где - КПД зубчатых цилиндрических передач, муфты, цепной передачи и пары подшипников. Их значения выбираем по данным таблицы 2:1 = 0,98; = 0,96; ; .

Имеем

= 0.98 0,96² 0,92 0,99⁴ = 0,798.

С учетом и , выбираем из табл.2.2 асинхронный двигатель трехфазного тока АИР80В4, имеющий следующие техническое данные:

-синхронная частота вращения .......................... 1500 мин^-1;

асинхронная частота вращения вала .................. 1415 мин^-1;

мощность электродвигателя ............................ 1,5 кВт;

диаметр вала .................................................. 22 мм.

Определение действительного передаточного отношения привода и его ступеней

Действительное общее передаточное отношение привода

Уточняем значения передаточных отношений редуктора и цепной передачи.

Оставляем принятые ранее значения u₆ = 5; u_т=4.

Действительное передаточное отношение редуктора

u_р = 5·4 = 20.

Уточняем передаточное отношение цепной передачи

М

1.2 Силовой расчет привода

Определение частоты вращения валов привода

Определяем частоты вращений валов:

После получения расчетной частоты вращения приводного вала находят погрешность расчета по формуле

1.3 Определение угловой скорости вращения валов привода

Определяем угловые скорости каждого вала по формуле

.

Следовательно, имеем:

1.4 Определение мощности на валах привода

Находим мощности на валах привода:

Находим вращающие моменты на валах привода

T_i=P_i / щ_i.

Имеем:

1.5 Определение диаметров валов

Из каталога диаметр вала электродвигателя d_в1= 22 мм.

Поскольку вал II соединяется муфтой, диаметр его входного конца назначаем равным d_в1, то есть d_в2=d_в1=22 мм_.

Диаметры остальных валов находим по формуле

где Т₁ - вращающий момент на i-м валу,;

-пониженное допускаемое напряжение кручения.

Принимая ,

имеем

мм, принимаем 25 мм;

мм, принимаем 40 мм;

мм, принимаем 50 мм.

Результаты расчетов сводим в таблицу П.1.

Таблица П.1Результаты энергокинематического расчета привода

Валы	Параметры
	ni , мин-1	, рад/с	и	, кВт		, Н·м	dв, мм
I	1415	148,178	1	1-3	0,98·0,995	8,77	22
II	1415	148,178		1,261		8,51	22
			5		0,96·0,995
III	283	29,63		1,198		40,43	25
			4		0,96·0,995
IV	70,75	7,38		1.139		154,33	40
			2,32		0,92·0,995
V	30,4957	3,19		1,037		325,08	50

Проверка точности расчета значения вращающего момента

1.6 Определение числа зубьев зубчатых колес привода и числа зубьев звездочек цепной передачи

Принимаем для быстроходной передачи число зубьев шестерни z₁ = 18.

Тогда z₂ = z₁ u_б = 18х5 = 90.

Принимаем для тихоходной передачи число зубьев шестерни z₃ = 20.

Тогда z₄ = z₃ u_т = 20х4 = 80.

Находим числа зубьев звездочек цепной передачи. Применяем роликовую цепную передачу. Так как передача используется после редуктора, то ее относим к тихоходной передаче согласно табл.2.5(частота вращения ведущей звездочки n < 200 мин^-1). Поэтому число зубьев меньшей (ведущей) звездочки z₁ = 15.

Для ведущей звездочки принимаем z₂ = z₁ u_ц.п =15х2,32 ? 35.

Вычерчиваем кинематическую схему привода.

1.7 Силовой расчет тихоходной передачи

Принимаем материал зубчатых колес - сталь 45, у которой допускаемое контактное напряжение = 460МПа.

Находим межосевое расстояние

Модуль зацепления

Принимаем m = 3мм.

Шаг зацепления

.

Радиус делительной окружности

Высота головки зуба

Высота ножки зуба

Высота зуба

Радиальный зазор

Радиус основной окружности

,

где - угол профиля (= 20⁰).

Радиус окружности вершин

.

Радиус окружности впадин



Определяем остальные параметры зубчатого колеса.

Ширина зубчатого венца

= 0,3Ч150 = 45 мм;

Длина ступицы

l_ст= 1,5Ч40 = 60 мм;

Диаметр ступицы

d_ст= 40+16 = 56 мм.

Определяем силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

1.8 Расчет шпоночного соединения

Подбираем шпонку призматическую для вала IV зубчатой передачи.

Исходные данные:

Диаметр вала - d_{в =} 40 мм;

Крутящий момент - 154,33 нм;

Допускаемое напряжение на смятие [_см] = 120 МПа = 120 Н/мм².

Из табл.2. 8 по диаметру d_в = 40 мм выбираем призматическую шпонку с параметрами bЧh = 14Ч9.

Рабочая длина шпонки

l_{р min} =4T10³ /(dh[_см]_min ) = 4Ч154,33Ч10³/40Ч9Ч120 = 40,84 мм

Принимаем рабочую длину шпонку l_р = 45 мм.

Полная длина шпонки l = 50 мм.



2. расчет и проектирование привода

2.1 Кинематический расчет привода

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_{дв треб} = Р_вых/_общ,

где Р_вых - мощность на выходном валу; _общ - общий КПД привода.

Общий КПД привода равен произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи

з_общ = … , _n,

где , , , … , _n - КПД звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых можно принимать по табл. 2.1.

Таблица 2.1Рекомендованные передаточные отношения (u) и КПД () некоторых механических передач

Тип передачи	КПД,	Передаточные отношения, u
Зубчатая Червячная Цепная Ременная Фрикционная	0,95-0,97 0,7-0,9 0,94-0,96 0,94-0,96 0,9-0,95	2-6 10-40 2-6 2-5 2-4
Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)	0,98 0,99

Иногда в заданиях данными к проектированию приводов задаются окружное усилие F_t, окружная скорость v и диаметр D барабана или звездочки транспортера или другой соответствующей части рабочей машины. В этом случае мощность на выходном валу привода определяется следующим образом

Р_вых=F_tv,

где Р_вых - мощность на выходном валу привода, Вт;

F_t - окружное усилие, Н;

v - окружная скорость, м/с.

Частота вращения выходного вала

n_вых= 60 1000v/рD,

где n_вых - частота вращения выходного вала, мин^-1;

v - окружная скорость, м/с;

D - диаметр барабана или звездочки, мм.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

n_{дв треб} = n_вых u_общ,

где n_вых - частота вращения выходного вала; и_общ - общее передаточное число привода,

и_общ = u₁ u₂…,u_n

где u₁, u₂,…,u_n - передаточные числа кинематических пар привода, которые ориентировочно можно назначить по табл. 2.1.

Далее по табл. 2.2 подбирают электродвигатель с мощностью Р_{дв.табл.}, кВт, и частотой вращения n_{дв.табл.}, мин^-1, ближайшими к Р_{дв.треб.} и n_{дв.треб.}, причем Р_{дв.треб.} ? Р_{дв.табл}. При подборе допускается перегрузка двигателя до 8 % при постоянной и до 12 % при переменной нагрузке.

Таблица 2.2Основные данные асинхронных двигателей серии АИР (тип/асинхронная частота вращения, мин ^-1/диаметр вала, мм)

Мощность Р, кВт	Синхронная частота
	3000	1500	1000	750
0,75 1,1 1,5	71А2/2820/19 71В2/2805/19 80А2/2850/22	71B4/1350/19 80A4/1395/22 80B4/1395/22	80A6/920/22 80B6/920/22 90L6/925/24	90LA8/705/24 90LB8/715/24 100L8/702/28
2,2 3 4	80В2/2850/22 90L2/2850/24 100S2/2850/28	90L4/1395/24 100S4/1410/28 100L4/1410/28	100L6/945/28 112MA6/950/32 112MB6/950/32	112MA8/709/32 112MB8/709/32 132S8/716/38
5,5 7,5 11	100L2/2850/28 112M2/2895/32 132M2/2910/38	112M4/1432/32 132S4/1440/38 132M4/1447/38	132S6/960/38 132M6/960/38 160S6/970/42	132M8/712/38 160S8/727/48 160M8/727/48
15 18,5	160S2/2910/42 160M2/2910/42	160S4/1455/48 160M4/1455/48	160M6/970/42 180M6/980/55	180M8/731/55 -

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

После выбора электродвигателя определяют общее уточненное передаточное число привода и_общ.ут., которое определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n_{дв. табл.} к частоте вращения выходного вала n_вых:

и_общ.ут = n_{дв. табл.}/ n_вых.

Полученное расчетом общее уточненное передаточное число распределяют между передачами, с учетом закономерностей приведенных в табл.2.3.

Таблица 2.3Передаточные числа зубчатых передач

Тип передачи	Передаточное число
	рекомендуемое	предельное
Тихоходная ступень	2,5…5,6	6,3
Быстроходная ступень	3,15…5,6	8
Зубчатая коническая	1…4	6,3

2.3 Силовой расчет привода

Силовые (мощности и вращающие моменты на валах) и кинематические (частоты вращения валов) параметры привода рассчитывают из требуемой мощности электродвигателя Р_{дв. треб.} и его номинальной частоты вращения n_{дв. табл.} при установившемся режиме.

2.3.1 Определение частоты вращения валов привода

Определение частоты вращения валов производится с учётом передаточных чисел передач привода по зависимости:

n_вых = n_вх/ u_i

где n_вх - частота вращения входного вала i-ой передачи, мин -¹; n_вых - частота вращения выходного вала i-ой передачи, мин-¹; u_i - передаточное число рассматриваемой передачи.

2.3.2 Определение угловой скорости вращения валов привода

Угловые скорости валов определяем по следующей формуле

,

где щ_i - угловая скорость вращения вала i - той передачи, рад/с;

n_i - частота вращения вала i-ой передачи, мин -¹

2.3.3 Определение мощности на валах привода

Мощность на каждом валу привода определяется по зависимости:

Р_вых = Р_{вх пер ,}

где Р_вых - мощность на выходном валу i-ой передачи, кВт; Р_вх - мощность на входном валу i-ой передачи, кВт; _пер - КПД рассматриваемой передачи.

2.3.4 Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящие моменты на каждом валу привода определяются по зависимости:

T_i=P_i / щ_i ,

где T_i - крутящий момент на i-ом валу, Нм; Р_i - мощность на i-ом валу привода, Вт; щ_i - угловая скорость вращения i-ого вала, рад/с.

2.4 Определение диаметра валов

Из каталога выбираем диаметр вала электродвигателя d_в1.

Поскольку II вал соединяется муфтой, диаметр его входного конца назначаем равным d_в1, то есть dв₂ = dв₁.

Так как валы работают на кручение, то их диаметры находим по формуле

где Т_i - вращающий момент на i-м валу,;

-пониженное допускаемое напряжение при кручении.

выбираем в пределах 10 - 30

Полученное значение диаметра округляем в большую сторону до стандартного значения.

2.5 Определение чисел зубьев зубчатых колес и звездочек цепной передачи

Считаем, что зубчатые колеса стандартные, т.е. изготовлены без подреза. В этом случае число зубьев зубчатых колес z_ш >17. Задаемся числом зубьев шестерни z_ш. Тогда число зубьев колеса

z_к = z_ш u,

где u - передаточное отношение зубчатой передачи.

Для цепной передачи назначаем число зубьев ведущей звездочки z₁ (см. табл. 2.4), причем оно должно быть нечетным и удовлетворять условию z₁ ? z_1min (z_1min - минимальное число зубьев этой звездочки - см. табл. 2.5).

Число зубьев ведомой звездочки

z₂ = z₁u ? [z₂] = 50…60.

Здесь [z₂] - допускаемое число зубьев этой звездочки

Таблица 2.4. Рекомендуемые числа зубьев ведущей звездочки z₁ в быстроходных передачах

Тип цепи	Передаточное число u
	1…2	2…3	3…4	4…5	5…6	6
Роликовая	27, 25	25, 23	23, 21	21, 19	19, 17	17, 15
Зубчатая	35…32	32…30	30…27	27…23	23…19	19…17
Примечание. Быстроходная передача при частоте вращения малой (ведущей) звездочки n1 > 750 мин-1

Таблица 2.5. Минимальные числа зубьев звездочки z_1min для тихоходных и среднескоростных передач

Тип цепи	Частота вращения n1, мин-1
	< 200	200…300	300…500	500…750
Зубчатая	17	19	21	23
Роликовая	13, 15	17	19	21
Примечание. Тихоходная передача при n1 < 200 мин-1, а среднескоростная - при 200 ? n1 ? 750 мин-1.

2.6 Определение параметров зубчатых колес

При передаче крутящего момента Т в зацеплении двух прямозубых колес возникает сила нормального давления F_n, действующая вдоль линии зацепления (рис.1). Раскладывая эту силу на окружную F_t и радиальную F_r, получаем

Под действием сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. Основными напряжениями, определяющими работоспособность зубчатого зацепления, являются контактные и изгибные напряжения, изменяющиеся по некоторому пульсирующему циклу.

Контактные напряжения возникают в точке соприкосновения зубьев, что приводит к усталостному разрушению контактной поверхности зубьев, т.е. к выкрашиванию этой поверхности. Наибольшие контактные напряжения возникают при взаимодействии зубьев в полюсе зацепления.

Наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца:

,

где - интенсивность нагрузки (нагрузка на единицу длины контактной линии);

- приведенный модуль упругости, и - модули упругости первого рода материалов шестерни и колеса;

- приведенный радиус кривизны профилей зубьев в полюсе зацепления.

Знак плюс принимают для передач внешнего зацепления, знак минус - для передач внутреннего зацепления.

Рисунок 1 Схема сил в прямозубом зубчатом зацеплении

Учитывая, что межцентровое расстояние

и

находим диаметры делительных окружностей

; ,

где u - передаточное число.

Радиусы кривизны профилей зубьев

; .

Тогда

.

Для стальных колес и окончательно получаем формулу проверочного расчета (для стальных колес)

,

где - ширина зубчатого колеса,

T - расчетный вращающий момент на шестерне.

При проектном расчете определяют межосевое расстояние, для чего фактическое контактное напряжение заменяется допускаемым , а рабочая ширина колеса выражается через межосевое расстояние

,

где - коэффициент ширины колеса ()

окончательно получаем

.

Значение допускаемого контактного напряжения выбираем из табл.2.6.

Таблица 2.6Механические свойства материалов для зубчатых колес и допускаемые напряжения

Материал	Вид термообработки	Напряжение, МПа
		Е
Сталь 30	нормализация	2,1х105	390
Сталь 45	нормализация	2,1х105	460
Сталь 50	нормализация	2,1х105	495
Сталь 20Х	улучшение	2,1х105	520
Сталь 40Х	улучшение	2,1х105	715
Бронза ОФ 10-1	-	105	145
Текстолит ПТК	-	5х103	70
Полиамид П-68	-	2,3х103	49

Зная межосевое расстояние А и числа зубьев z₂ и z₁ находим модуль зацепления

Из табл. 2.7 выбираем стандартный модуль зубчатого зацепления.

Таблица 2.7Рекомендуемые значения модулей зацепления

m, мм	0.5	1.0	1.5	2.0	2.5	3.0	3.5

Уточняем межосевое расстояние А и находим геометрические параметры зубчатых колес (рис.2) по следующим формулам.

Шаг зацепления

Радиус делительной окружности

Рисунок 2 Зацепление эвольвентной зубчатой передачи

Делительная окружность делит зубья колеса на две части - головку и ножку.

Высота головки зуба

Высота ножки зуба

Высота зуба

Радиальный зазор

.

Радиус основной окружности (окружность, по которой обкатывается линия зацепления N₁N₂, образующая эвольвентный профиль зуба)

,

где - угол профиля (= 20⁰).

Радиус окружности вершин

.

Радиус окружности впадин

2.7 Конструкции зубчатых колес

Конструкция зубчатых колес зависит от их размеров, материала, технологии изготовления и эксплуатационных требований.

Шестерни малых размеров, у которых диаметр окружности впадин зубьев близок к диаметру вала, выполняются за одно целое с валом (вал-шестерня) (рис. 3).

Рисунок 3 Цилиндрические и коническая вал-шестерни

Колеса, допускающие посадку на вал, как правило, делаются насадными. Это дает возможность подбирать различные, наиболее подходящие материалы и термообработку для вала и колеса, упрощают технологию изготовления этих деталей, и позволяет после износа зубьев колеса производить его замену, сохраняя вал.

Шестерни небольшого диаметра (D 200 мм) обычно изготовляются из круглого проката, кованных или штампованных заготовок в виде сплошного диска или с выступающей ступицей и др. (рис. 4).

Рисунок 4 Цилиндрические и коническая шестерни

Колеса средних размеров (D 600 мм) изготовляются из поковок, штампованных или литых заготовок и большей частью имеют дисковую конструкцию (рис. 5).

Рисунок 5 Конструкция зубчатых колес

Зубчатые колеса больших размеров можно изготовлять цельнолитыми, с одним или двумя параллельными дисками, подкрепленными ребрами, или со спицами крестовидного, таврового, двутаврового, овального или другой формы сечения (рис. 6).

Рисунок 6 Цельнолитые цилиндрические зубчатые колеса

Пример определения параметров литого зубчатого колеса (рис. 7) большого размера.

Ширина зубчатого венца

b=?_*А.

Длина ступицы

L_ст = (0,8….1,5)d_в.

Диаметр ступицы

d_ст=1.6d_в.

Толщина диска

с= (0,2….0,4)b.

Диаметр отверстий

d_отв= 15…25 мм.

Толщина венца

= 2,5 mРазмещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

+ 2, но не менее 8..10 мм.

Диаметр расположения центров отверстий

D_отв= 0,5(D₀ + d_ст).

Фаски венца на диаметры вершин

n=0.5 m.

Внутренний диаметр обода

D₀=d_a - 2 - 4,5 m.

Рисунок 7 Параметры зубчатого колеса

2.8 Шпоночные соединения

Шпоночные соединения предназначены для угловой или угловой и осевой фиксации ступиц деталей (зубчатых колес, звездочек, шкивов и т.п.) на валах.

Шпоночные соединения осуществляются при помощи специальных дополнительных деталей-шпонок, которые представляют собой стальной брус, вставляемый в пазы вала и ступицы.

Шпоночные соединения делят на две группы:

· ненапряженные, в которых используют призматические или сегментные шпонки;

· напряженные, осуществляемые клиновыми, тангенциальными и круглыми шпонками.

Наибольшее применение имеют ненапряженные соединения (соединения призматической шпонкой), конструкции и параметры которых показаны на рис.8.

На рисунке введены следующие обозначения: d - номинальный диаметр соединения; bh - размеры (ширина и высота) поперечного сечения шпонки; l_ст - длина ступицы; l_ш - длина шпонки; l_р - рабочая длина шпонки; Д - гарантированный зазор между шпонкой и дном паза ступицы; t₁ и t₂ - глубина врезания шпонки в вал и ступицу; Т₁ и Т₂ - вращающие моменты (движущий и сопротивления); щ - угловая скорость; h_F1, h_F2 - плечи сил Ft₁ и Ft₂ (равнодействующих давлений в стыках вал-шпонка и шпонка-ступица).

Рисунок 8 - Соединение призматической шпонкой:

а - параметры соединения; б - расчетные модели; в - исполнения шпонок

Размеры bh принимают в зависимости от диаметра вала, используя табл.2.8.

Длина шпонки

l_ш= l_ст + 5…10 мм.

Рабочая длина шпонки зависит от исполнения, например, для шпонки со скругленными концами (см. рис. 8 в)

l_р= l_ш - b.

Шпоночные соединения рассчитывают на прочность по напряжениям смятия и среза. Однако при стандартизации ширина b и высота h шпонки назначены таким образом, что запас прочности по срезу больше, чем по смятию. Поэтому стандартные соединения рассчитывают только на смятие.

Условие прочности имеет вид

_{см max} =F_t /A_{см min} ? [_см]_min .

Так как F_t= Т/h_F , h_F ? d/2 и A_{см min} =l_р(h - t₁), то окончательно

,

где Т - передаваемый вращающий момент, Н•м;

[_см]_min - допустимое напряжение смятия менее прочной детали. Целесообразно, чтобы это была шпонка.

Принимая, что t₁ ? 0,5h, будем иметь

_см=4T10³ /(dhl_р)? [_см]_min .

Отсюда

l_{р min} =4T10³ /(dh[_см]_min ).

Допускаемые напряжения

[_см]_min =_{T min} / S,

где _Tmin - предел текучести материала менее прочной детали (шпонки); [S] - допускаемое значение коэффициента безопасности, причем [S] = 1,5...2 и [S] = 2,2...3 при нереверсивной спокойной и реверсивной нагрузках соответственно.

Для неподвижных соединений допускают [_см] = 80...150 МПа при подвижных посадках; [_см] = 110...200 МПа при посадках с натягом. Для подвижных соединений принимают [_см] = 20...30 МПа.

Таблица 2.8. Размеры, мм, соединений призматическими шпонками по ГОСТ 23360

Диаметр вала d	Сечение шпонки bЧh	Глубина паза	Длина шпонки l
		вала t1	ступицы t2
17-22 22-30	6Ч6 8Ч7	3,5 4	2,8 3,3	14-70 18-90
30-38 38-44 44-50 50-58 58-65	10Ч8 12Ч8 14Ч9 16Ч10 18Ч11	5 5 5,5 6 7	3,3 3,3 3,8 4,3 4,4	22-110 28-140 36-160 45-180 50-200
65-75 75-85 85-95 95-110	20Ч12 22Ч14 25Ч14 28Ч16	7,5 9 9 10	4,9 5,4 5,4 6,4	56-260 63-250 70-280 80-320
Примечания: 1. Длину l шпонки выбирают из ряда: 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140 и т.д. 2. s - см. рис. 4.2.

литература

1. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В. 3 т. М.: Машиностроение, 2003.

2. Курмаз,Л.В.Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. - 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. - 309 с.

3. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов -учебное пособие. - М.: Высшая школа. 2003. - 447 с.

4. Яцун, С.Ф. Механика: учебное пособие./ С.Ф.Яцун, Л.П.Лазурина, В.Я.Мищенко, Н.А.Кореневский - Курск, КГМУ. 2007.ч.1, 200 с, ч.11, 160 с.

5. Яцун, С.Ф. Механика: учебное пособие для студентов вузов в 2-х частях/ С.Ф.Яцун, В.Я.Мищенко, - Курск, Курск. гос. техн-ун-т. 2004.

ПРИЛОЖЕНИЕ

ЗАДАНИЯ

на курсовую работу

Задание 1. Привод к ленточному конвейеру

Привод состоит из электродвигателя 1, клиноременной передачи 2, редуктора 3, муфты 4 и приводного барабана 5 конвейера. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Ft, кН	6	6,5	7	7,5	8	8,5	9	9,5	10	10,5
V, м/с	0,5	0,6	0,7	0,8	0,5	0,6	0,70,5	0,6	0,7	0,5
D, мм	350	375	400	450	500	550	600	550	575	600

Задание 2. Привод ленточного конвейера

Привод состоит из электродвигателя 1, упругой муфты 2, редуктора 3, цепной передачи 4 и приводного барабана 5 конвейера. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес быстроходной ступени. Вычертить кинематическую схему.



Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Ft, кН	6	6,5	7	7,5	8	8,5	9	9,5	6	7
V, м/с	0,5	0,6	0,7	0,8	0,5	0,6	0,75	0,6	0,7	0,5
D, мм	350	375	400	450	500	550	600	550	575	400

Задание 3. Привод цепного конвейера

Привод состоит из электродвигателя 1, цепной передачи 2; редуктора 3; муфты 4 и приводной звездочки 5. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Ft, кН	6	6,5	7	7,5	8	8,5	9	9,5	10	10,5
V, м/с	0,5	0,6	0,7	0,8	0,5	0,6	0,70,5	0,6	0,7	0,5
D, мм	350	375	400	450	500	550	600	550	575	600

Задание 4. Привод к шнеку

Привод к шнеку 5 осуществляется от электродвигателя 1 через муфту 2, зубчатый редуктор 4 и открытую коническую передачу 3. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Рвых, кВт	0,3	1,7	0,9	1,0	1,5	1,0	1,5	0,8	0,9	1,5
nвых, об/мин	70	50	80	90	40	50	65	70	45	48

Задание 5. Привод к перемешивающему устройству

Привод к перемешивающему устройству 4 осуществляется от электродвигателя 1 через муфту 2 и зубчатый редуктор 3. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.



Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Рвых, кВт	0,3	1,7	0,9	1,0	1,5	1,0	1,5	0,8	0,9	1,5
nвых, об/мин	55	65	40	50	45	50	65	70	45	48

Задание 6. Привод к перемешивающему устройству

Привод к перемешивающему устройству 5 осуществляется от электродвигателя 1 через муфту 2, открытую коническую передачу 3 и зубчатый редуктор 4. Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметры валов. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Рвых, кВт	0,3	1,7	0,9	1,0	1,5	1,0	1,5	0,8	0,9	1,5
щ, рад/с	5,5	6,5	4,0	5,0	4,5	5,0	6,5	7,0	4,5	4,8

Пример выполнения курсовой работы

Рассчитать привод пластинчатого конвейера согласно рис. П.1.

Подобрать электродвигатель, найти общее передаточное отношение редуктора, разбить его по ступеням, найти крутящие моменты на валах. Определить диаметр тихоходного вала. Определить параметры зубчатых колес тихоходной ступени. Вычертить кинематическую схему.

Рисунок П.1 Привод пластинчатого конвейера

Исходные данные:

- окружная сила на барабане F, = 2,6 кН;

- окружная скорость на барабане V = 0.4 м/с;

- диаметр приводного барабана D = 250 мм;

- ширина барабана L = 450 мм (в данном расчете не используется).

Размещено на Allbest.ru

...