Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов и машин' содержит: 34 страницы, 2 таблицы, 3 рисунка, 6 источников. Объект исследования: привод к поршневому насосу

Вид материала

Содержание

5.3Расчет цепной передачи
5.4Проверочный расчет валов
5.5 Расчет подшипников на долговечность
5.6 Расчет соединений, передающих крутящий момент
6Технические условия на эксплуатацию

Подобный материал:

1 2 3 4 5 6 7

5.3Расчет цепной передачи

2 Проверочный расчет

2.1 Проверка износостойкости шарнира цепи

Расчетное условие: р

р=

,

где р – расчетное давление в шарнире, МПа;

Аоп – площадь опорной поверхности шарнира, Аоп=212 мм (см. выше);

– эквивалентная полезная нагрузка на цепь;

=,

где - коэффициент, учитывающий переменность нагрузки;

- окружная сила на ведущей звездочке.

=

= = 0,66;

v = = =2,07 м/с;

= = = 2357,49 Н.

=2357,49·0,66 = 1555,94 Н.

р= = =5,61 МПа,

5,61<16,8 – износостойкость шарнира обеспечена.

2.2 Проверка усталостной прочности пластин цепи

Расчетное условие: р

р=

,

где

- допустимое давление в шарнире, гарантирующее усталостную прочность пластин в течение заданного срока службы,

= ,

где - коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев ведущей звездочки;

- коэффициент, учитывающий срок службы передачи;

- коэффициент, учитывающий частоту вращения ведущей звездочки;

- коэффициент, учитывающий шаг цепи;

===1,32;

= = =0,96;

= = =28,65;

= = = 0,99;

= =12,06 МПа.

5,61<12,06 – усталостная прочность пластин обеспечивается.

2.3 Проверка статической прочности цепи

Расчетное условие: S

,

где S – фактическое значение коэффициента безопасности;

- допускаемая величина коэффициента безопасности,

=6…8;

- стандартное значение статической разрушающей нагрузки, = 72 кН (см. выше);

- коэффициент перегрузки;

- сила удара шарнира о зуб звездочки при входе его в зацепление.

=

= = 2,22;

=0 Н (при v<10 м/с)

S= = 13,76,

13,76>

=6…8, статическая прочность цепи обеспечивается.

5.4Проверочный расчет валов

Основные критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Прочность валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. В общем случае в валах возникает напряжение изгиба (от поперечных сил), нормальные напряжения растяжения-сжатия (от осевых сил) и касательные напряжения кручения (от вращающего момента), т.е. вал находится в условиях сложного напряженно состояния. Нормальные напряжения, а иногда и касательные, изменяются циклически, поэтому основной причиной разрушения валов является усталость материалов.

Для валов различают усталостную прочность при номинальных нагрузках (выносливость) и статическую прочность при пиковых нагрузках. Из-за опасности усталостного разрушения валы рассчитывают на усталостную прочность. Валы, работающие с перегрузками, рассчитывают не только на сопротивление усталости, но и на статическую прочность.

Для расчета валов составляем расчетную схему (см. рис. ). При этом принимаем, что детали передают валу силы и моменты посередине своей ширины. Собственную массу вала и массу установленных на нем деталей, а также силы трения, возникающие в опорах, не учитываем.

входной вал

1 Назначаем материал вала

К материалам машинных валов предъявляются требования достаточной прочности, жесткости, ударной вязкости при минимальной чувствительности к концентрации напряжения. Этим требованиям отвечают малоуглеродистые стали марок Ст. 5, Ст. 6 (ГОСТ 380-88), среднеуглеродистые стали - Сталь 35, Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), легированные стали - 40Х, 40ХН, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 30ХГТ (ГОСТ 4543-88).

Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

- предел прочности по нормальным напряжениям =600 МПа;

- предел текучести по нормальным напряжениям =340 МПа;

- предел текучести по касательным напряжениям =220 МПа;

- предел выносливости по нормальным напряжениям

при симметричном цикле для образца =250 МПа;

- предел выносливости по касательным напряжениям

при симметричном цикле для образца =150 МПа.

2 Определяем силы, действующие на вал

К этим силам относятся силы, возникающие в деталях передач и от веса этих деталей, внешние силы на валу от действия шкивов, звездочек, муфт

2.3 Рассчитываем силу, действующую со стороны цепной муфты

Fм = = 0,25·760,95 = 190,24 Н,

где - окружное усилие на делительном диаметре муфты,

= 760,95 Н.

2.4 Рассчитываем силы в зацеплении конической прямозубой передачи

- окружная сила Ft21= = = 1588,57 Н;

- радиальная сила Fr21= Ft21tg a ·cos = 1588,57·0,364·0,848= 490,28 Н;

- осевая сила Fa21= Ft21tg a ·sin = 1588,57·0,364·0,5301= 306,48 Н;

где a - угол зацепления в нормальном сечении, a=20°;

- половина угла при вершине делительного конуса зубчатого колеса, =32,01°.

3 Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Расчетная схема вала приведена на рисунке.

3.1 Вертикальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:

=-R2z·60-Fм·71+Ft21·87=0

откуда

R2z=(-Fм·71+Ft21·87)/60;

R2z=(-190,24·71+1588,57·87)/60=2078,31 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:

=-R1z·60-Fм·131+Ft21·27=0

откуда

R1z=(-Fм·131+Ft21·27)/60;

R1z=(-190,24·131+1588,57·27)/60=299,5 Н;

проверка: SZ=-R1z+R2z-Fм-Ft21=-299,5+2078,31-190,24-1588,57=0,

следовательно расчет выполнен правильно.

Рисунок - Расчетная схема

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=-Fм·0,071=-190,24·0,071=-13,51 Н·м;

=-R1z·0,06-Fм·0,131=-299,5·0,06-190,24·0,131=-42,89 Н·м;

=-R1z·0,087+R2z·0,027-Fм·0,158=-299,5·0,087+2078,31·0,027-190,24·0,158=0 Н·м;

3.2 Горизонтальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:

=+R2y·60-Fr21·87+Fa21·43,75=0

откуда

R2y=(+Fr21·87-Fa21·43,75)/60;

R2y=(+490,28·87-306,48·43,75)/60=487,43 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:

=-R1y·60-Fr21·27+Fa21·43,75=0

откуда

R1y=(-Fr21·27+Fa21·43,75)/60;

R1y=(-490,28·27+306,48·43,75)/60=2,85 Н;

проверка: SY=-R1y-R2y+Fr21=-2,85-487,43+490,28=0,

следовательно расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=0 Н·м;

=-R1y·0,06=-2,85·0,06=-0,17 Н·м;

=-R1y·0,087-R2y·0,027=-2,85·0,087-487,43·0,027=-13,41 Н·м;

'=-R1y·0,087-R2y·0,027+Fa21·0,04375=-2,85·0,087-487,43·0,027+306,48·0,04375=0 Н·м;

4 Определяем опасные сечения…………….

5.5 Расчет подшипников на долговечность

Расчетное условие:

где - долговечность, которую может выработать подшипник;

- долговечность, заданная в техническом задании.

Расчет подшипников входного вала

Тип подшипников, на которых установлен вал:

опора 1: 46309 - шарикоподшипники радиально-упорные однорядные со скосом на одном из колец ГОСТ 831-75 C=48100 Н; C0=37700 Н;

опора 2: 46309 - шарикоподшипники радиально-упорные однорядные со скосом на одном из колец ГОСТ 831-75 C=48100 Н; C0=37700 Н;

Рассчитываем нагрузки, действующие в опорах

= = = 299,51 Н;

= = = 2134,7 Н;

Опора 2 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет.

Рассчитываем долговечность подшипника в млн.об.

= 2134,7·1·1,5·1=3202,05 Н;

…………….

5.6 Расчет соединений, передающих крутящий момент

Выполним расчет основных соединений, передающих крутящий момент между валом и посаженной на нем деталью

Соединения на входном валу

- расчет шпоночного соединения (в1 - м)

Исходные данные: T=72,29 Н·м; d=36 мм; Lст=50 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b´h=10´8; L=45 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =35,86 МПа,

где K=0,4h=0,4·8=3,2 мм;

Lр=L-b=45-10=35 мм;

Рассчитываем допускаемое напряжение смятия

= = 165 МПа,

где [S] - принятый коэффициент запаса прочности, [S]=2;

- предел текучести для материала шпонки, =330 МПа.

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

Соединения на промежуточном валу

- расчет шпоночного соединения (в2 - z2)

Исходные данные: T=107,81 Н·м; d=35 мм; Lст=36 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b´h=10´8; L=28 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =106,95 МПа,

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

Соединения на выходном валу

- расчет шпоночного соединения (в3 - z4)

Исходные данные: T=209,25 Н·м; d=45 мм; Lст=45 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b´h=14´9; L=40 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =99,36 МПа,

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

- расчет шпоночного соединения (в3 - зв)

Исходные данные: T=207,13 Н·м; d=35 мм; Lст=63 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b´h=10´8; L=56 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =80,41 МПа,

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

6Технические условия на эксплуатацию

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание

Смазывание передач

Для смазывания передач …………………………

Заключение

В процессе выполнения работы представлен полный порядок разработки конструкции привода к поршневому насосу и связанной с ним документации.

На основе кинематической схемы …………………

Перечень ссылок

1 Расчеты деталей машин: Справ. пособие/А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш. шк.., 1986. – 400 с.: ил.

2 Методические указании к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода / Сост. С.Г. Карнаух. – Краматорск: ДГМА, 2002. – 64 с.

3 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты зубчатых передач в закрытом исполнении / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 113 с.

4 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию по дисциплине «Расчет червячных цилиндрических передач с применением ЭВМ» (для всех студентов механических специальностей) / Сост. А.В. Чумаченко, А.И. Гребенюк. – Краматорск: КИИ, 1989. – 40 с.

5 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Расчет передачи роликовой цепью / Сост. А.В. Чумаченко, С.С. Сервирог – Краматорск, ДГМА, 2000 – 18 с.

6 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты ременных передач / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 39 с.

7 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчет ременных передач на ЭВМ / Шишлоков П.В., Новицкая Л.Н. – Краматорск: ДГМА, 1997. – 19 с.

8 Методические указания к расчету валов и осей (для студентов всех специальностей вуза) / Сост. В.Л. Попов, А.В. Чумаченко. – Краматорск: КИИ, 1992. – 47 с.

9 Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин». Расчет и конструирование сцепных кулачковых муфт (для студентов механических специальностей вуза) / Сост. В.Л. Попов, Л.П. Филимошкина. – Краматорск: КИИ, 1987. – 16 с.

10 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990.-399 с., ил.

Blog