Механизм грохота
УНР1 = 0,9•610/1,1 = 499,1? 500 Н•м уНР2 = 0,9•550/1,1 = 450 Н•м, уНР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н•м уНРmin = уНР2 = 450 Н•м Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи: Ка = 430 — коэффициент межцентрового расстояния Т1 = 270 Н•м шва = швd •2/ (Uред + 1) — коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию. Усм = 2•Т1/ (h — t1) •d•Lш? = 100 МПа усм = 2•270•103/ (10 — 6… Читать ещё >
Механизм грохота (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Министерство сельского хозяйства РФ ФГОУ ВПО Красноярский Государственный Аграрный Университет Институт энергетики и управления энергетическими ресурсами АПК Кафедра СМ и ТМ
Курсовая работа
Механизм грохота Задание 3−7
Выполнил: студент гр. ЭТ-31
Лифиренко С. О.
Проверил преподаватель:
Манушкин Д. В.
Красноярск 2011
Варианты
Расчет клиноременной передачи Принимаем:
ОА = 0,34 м;
АВ = 1,20 м;
d = 0,0 м;
n = 80 об/мин.
Р = 0,6 кН Тип электродвигателя RA160L4;
Мощность двигателя Рдв = 15кВт;
Число оборотов в минуту nдв = 80 об/мин;
Тип ременной передачи — клиноременная, Редуктор — цилиндрический прямозубый;
Передаточное число ременной передачи Uрем = 2,8;
Передаточное число редуктора Uред = 5,6;
КПД редуктора зред = 0,97;
КПД муфты змуф = 0,97;
КПД ременной передачи зрем. пер. = 0,94;
Время работы привода L = 15 000 часов.
Режим работы — двухсменный.
Решение:
Расчет клиноременной передачи Рассчитываем момент на ведущем валу Твед = Тэд = Рэд•103 •30/р nдв
Твед = 15•103•30/р•80 = 1791 Н•м Выберем диаметр ведущего шкива.
Пусть D1 = 140 мм.
Рассчитаем скорость ремня:
х = р D1 nдв /60•103
х = р•140•80/ (60•103) = 0,58 м/с По мощности двигателя Рдв = 15кВт и nдв = 80 об/мин Выбираем стандартный тип ремня:
тип Б;
Рассчитываем диаметр ведомого шкива:
D2 = D1• Uрем (1-о)
D2 = 140•2,8 (1−0,01) = 388 мм Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:
D2 = 400 мм Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:
Uфакт = D2/D1 (1-о)
Uфакт = 400/140 (1−0,01) = 2,89
Рассчитываем межосевое расстояние:
Примем его равным D1+D2 = 140+400 = 540 мм.
Длина ремня:
Lр = 2 а + р (D1+D2) /2 + (D2 — D1) 2/4 а
Lр = 2•540 + р/2• (140+400) + 2602/4• (140+400) = 1959,53 мм Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел: Lр = 2000 мм Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:
а = (2L — р (D1+D2) + [ (2L — р (D1+D2)) 2 — 8 (D2 — D1) 2] ½) /8
а = (2• 2000 — 3,14 (140+400) + [ (2•2000 — 3,14 (140+400)) 2 — 8 (140+400) 2] ½) /8 = 540,24 мм= 540 мм Определяем угол обхвата ремня:
б = 180 — (D1-D2) • 57°/a
б = 180 — 260• 57°/540 = 152,56°? 150°.
Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 150° Сб = 0,92
Коэффициент, учитывающий длину ремня:
Lр/ L0 = 2000/2240 = 0,89 CL = 0,98
Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы: Среж = 1,38
Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной L0 = 2240 мм P0 = 2,90 кВт.
Допустимая нагрузка на ремень:
Рдопуст = Р0 Сб СL/ Среж
Рдопуст = 2,90• 0,92•0,98/1,38 = 1,9 кВт Определение числа ремней:
Z = Рдв/Рдопуск Сz,
где Сz = 0,9
Z = 15/1,9 •0,9 = 8,7.
Берем Z = 9
Усилие, действующее со стороны ременной передачи
FP = 1,7 • Рдв•103•Среж•sin (брем/2) / хремня • Сб•Сz = 3635 Н, где Рдв = 15 кВт Среж = 1,38
брем = 152,56?
хремня = 11 м/с Сб = 0,95
Сz = 0,9
Расчет прямозубой цилиндрической передачи
Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная. | ||||
Шестерня | НВ1 = 270 НВ | ув = 900н/мм2, | уг =750 н/мм2 | |
Колесо | НВ2 = 240 НВ | ув = 780н/мм2, | уг =540 н/мм2 | |
Выбираем сталь:
Определяем число оборотов валов:
Ведущий вал:
n1 = nдв/Uрем
n1 = 80/2,8 = 28.57 об/мин Ведомый вал:
n2 = n1/Uред
n2 = 28.57/5,6 = 5,1 об/мин Определяем базовое число циклов:
NНО1 = 30• НВ12,4
NНО2 = 30• НВ22,4
NНО1 = 30• 2702,4 = 20•106 циклов
NНО2 = 30•2402,4 = 15•106 циклов Предельное напряжение при базовом числе циклов:
унlimb1 = 2•НВ1 + 70
унlimb2 = 2•НВ2 + 70
унlimb1 = 2•270 + 70 = 610 н/мм2
унlimb2 = 2•240 + 70 = 550 н/мм2
Число циклов нагружения:
NНЕ1 = 60• n1•L1
NНЕ2 = НЕ1/ Uред
NНЕ1 = 60• n1•L1 = 60•28,57•15 000 = 25,7•106 циклов
NНЕ2 = NНЕ1/ Uред = 25,7/5,6 = 4,58•106 циклов Коэффициент долговечности:
КHL = 1, т.к. NНЕ > NНО
Предельное напряжение:
унlim1 = унlimb1• КHL
унlim2 = унlimb2• КHL •
унlim1 = 610•1 = 610 н/мм2
унlim2 = 550•1 = 550 н/мм2
Допускаемое напряжение:
уНР1 = 0,9 • унlim1/ Sн, уНР2 = 0,9 • унlim2/ Sн уНР = 0,45 (уНР1 + уНР2), уНРmin = уНР2
уНР1 = 0,9•610/1,1 = 499,1? 500 Н•м уНР2 = 0,9•550/1,1 = 450 Н•м, уНР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н•м уНРmin = уНР2 = 450 Н•м Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:
аw = Ка (Uред + 1) [Т1 Кнв/шваUред уНР2] 1/3
Ка = 430 — коэффициент межцентрового расстояния Т1 = 270 Н•м шва = швd •2/ (Uред + 1) — коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.
швd = 1 Кнв = 1,05 — коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.
Тогда, следовательно, шва = 0,303
аw = 430 (5,6 + 1) [270• 1,05/ (0,303•5,6•4502)] 1/3 = 266,18 мм Выбираем из нормального ряда чисел по ГОСТ 2144– — 76:
аw = 315 мм аw = (Z1+Z2) mn/2 cosв Примем в = 10° - угол зацепления (принимаем эвольвентную передачу) Определяем модуль зацепления
mn= 2 аw cosв/Z1 (1+Uред)
Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона Примем в = 10°
Возьмем Z1 = 20 зубьев.
Тогда
mn= 2•315 cos10/ (20• (1+5,6)) = 4,7 мм Возьмем mn=4,0 мм. Найдем суммарное число зубьев:
(Z1+Z2) = 2 аw cosв/ mn
(Z1+Z2) = 2 315 cos10/ 4,0 = 155 зубьев Тогда:
Z1 = (Z1+Z2) / (1+Uред)
Z2 = (Z1+Z2) — Z1
Z1 = 155/ (1+5,6) = 23 зуба
Z2 = 155−23 = 132 зуба Найдем фактическое передаточное число редуктора:
Uред. факт = Z2/ Z1
Uред. факт =132/23 = 5,74
Найдем косинус угла наклона зубьев:
Cosв = (Z1+Z2) mn / 2 аw
Cosв = 155•4,0/ 2•315= 0,9841;
Тогда: в = 10,23?
Считаем:
d1 = mn Z1/ cosв
d2 = mn Z2/ cosв
d1 = 4,0•23/ 0,9841= 93,48 мм
d2 = 4,0•132/0,9841= 536,52 мм Проверка:
d1 + d2 = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 аw. Верно.
Тогда ширина колес:
b2 = шва аw
b1 = b2 + (2.4) mn
b2 = 0,303•315 = 95,445? 95 мм
b1 = 95 + 2•4,0 = 103 мм? 100 мм Определяем диаметры вершин зубьев da и впадин df зубчатых колес:
da = d + 2• mn
df = d — 2,5• mn
da1 =93 + 2• 4 = 101 мм
da2 = 537 + 2• 4 = 545 мм
df1 = 93 — 2,5• 4 = 83 мм
df2 = 537 — 2,5• 4 = 527 мм Расчет валов:
Быстроходный вал.
Так как df1 = 83 мм — принимаем вал-шестерню.
Момент на ведущем валу:
Т1 = Тдв• Uфакт• зрем. пер
Т1 = 100•2,89•0,94 = 271,66 Н м? 270 Н•м Проведем подборку диаметров составляющих вала:
d = (T1•103/0,2 [ф]) 1/3
d = (270•103/0,2•10) 1/3 = 51,3 мм.
Выбираем из стандартного ряда чисел:
d = 50 мм
d1 = d1+ (4.5) мм = 55 мм
dп? d2+ (4.5) мм = 60 мм
d2 = dп+ 5 мм = 65 мм
d4 = d3+ (6.10) мм = 75 мм Проведем подборку длин составляющих вала:
L0 = (1,6.2) d = 100 мм
L1 = 20.25 мм = 25 мм
Lп? 0,5 dп = 30 мм
L2 = 10.12 мм = 12 мм
L3 = b2 = 95 мм, L4 = L2 = 12 мм, L5 = L1 = 25 мм Тогда:
L = 149 мм, а = 90 мм Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность) Окружная сила
Ft = 2T1•103/d1
Ft = 2•270•103/55 = 9818 Н Осевое усилие
Fa = Ft • tg в
Fa = 9818 • tg 10,23 = 1771 Н Радиальная нагрузка
Fr = Ft • tg б / cosв
Fr = 1771•tg20/cos10,23 = 655 Н Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:
nвед (быстроходный вал редуктора) = nдв/ Uфакт
nвед (быстроходный вал редуктора) = 80/2,89 = 28 об/мин Построение эпюр:
механизм грохот редуктор вал
RbA = 0,5• Fr + Fa•d1/2L
RbB = 0,5• Fr — Fa•d1/2L
RbA = 0,5•655 + 1771•50/2•149 = 333,44 Н
RbB = 0,5•655 — 1771•50/2•149 = 321,56 Н Проверка: RbA + RbB — Fr = 0
333,44+321,56 — 655 = 0 Верно.
М1 = RbA• L/2
М = RbB • L/2
М1 = 333,44•149/2•1000 = 24,84 Н•м М = 321,56•149/2•1000 = 23,96 Н•м М1 = 333,44•149/2•1000 = 24,84 Н•м М = 321,56•149/2•1000 = 23,96 Н•м
RГА = RГВ = 0,5•Ft
М2 = Ft• L/4
RГА = RГВ = 0,5• 9818 = 4909 H
М2 = 9818•149/4•1000 = 365,72 Н•м Проверка: RГА + RГВ — Ft = 0
4909 + 4909 — 9818 = 0 Верно.
RAP = FP• (L + a) /L
RBP = FP• a/L
MP = FP• a
RAP = 3635• (149 + 90) /149 = 5831 H
RBP = 3635• 90/149 = 2196 H
MP = 3635•90/1000 = 327,15 Н•м Рассчитаем общий момент:
MОБЩ = [ (M1) 2 + (M2) 2] ½
MОБЩ = [ (24,84) 2 + (365,72) 2] ½ = 366,56 Н•м Проверочный расчет ведущего вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ1 = 270 НВ ув = 900н/мм2, уг =750 н/мм2
Колесо НВ2 = 240 НВ ув = 780н/мм2, уг =540 н/мм2
Коэффициент запаса для нормальных напряжений:
nу = у-1/ (Kуp• уa + шу• уm),
где у-1 — предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. у-1 = 410 МПа уa — амплитуда номинальных напряжений изгиба, уa? МОБЩ/0,1dп3 = 64,1 МПа уm — среднее значение номинального напряжения, уm = 0.
Kуp — эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали, Kуp = 3,5
Тогда:
nу = 410/ (3,5• 64,1) = 1,83
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
nф = ф-1/ (Kфp• фa + шф• фm),
где ф - 1 — предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. ф - 1 = 240 МПа фa — амплитуда номинальных напряжений кручения, фm — среднее значение номинальных напряжений, фa = фm = ½•ф = 10,1
Kфp — эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
Kфp = 2,5, шф = 0,1
Тогда:
nф = 240/ (2,5•10,1 + 0,1• 10,1) = 9,21
Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nу • nф / [ (nу) 2 + (nф) 2] ½
n = 1,83•9,21/[1,832 + 9,212] ½ = 1,81
Проверка соблюдения условия прочности:
nmin? [n], где [n] = 1,5.3,5
1,81? 1,5
Тихоходный вал.
Проведем подборку диаметров составляющих вала:
Момент на тихоходном валу:
T2 = T1•Uред•зред = 270•5,6•0,97 = 1466,64 Н•м? 1500 Н•м
d = (T2•103/0,2 [ф]) 1/3 = (1500•103/0,2•20) 1/3 = 72,1 мм.
Выбираем из стандартного ряда чисел:
d = 71 мм
d1 = d1+ (4.5) мм = 75 мм
dп? d2+ (4.5) мм = 80 мм
d2 = dп+ 5 мм = 85 мм
d3 = d2+ 2 мм = 87 мм
d4 = d3+ (6.10) мм = 95 мм Проведем подборку длин составляющих вала:
L0 = (1,6.2) d = 142 мм
L1 = 20.25 мм = 25 мм
Lп? 0,5 dп = 40 мм
L2 = 10.12 мм = 12 мм
L3 = b1 = 100 мм
L4 = L2 = 12 мм Тогда:
L = 164 мм, а = 115 мм Окружная сила
Ft = 2T2•103/d1 = 2•1500•103/71 = 40 000 Н Осевое усилие
Fa = Ft • tg в = 40 000 • tg 10,23 = 7219 Н Радиальная нагрузка
Fr = Ft • tg б / cosв = 40 000•tg20/cos10,23 = 14 794 Н Построение эпюр:
RbA = 0,5• Fr + Fa•d1/2L
RbB = 0,5• Fr — Fa•d1/2L
RbA = 0,5•14 794 + 7219/2•164 = 7419 Н
RbB = 0,5•14 794 — 7219/2•164 = 7375 Н Проверка:
RbA + RbB — Fr = 0
7419+7375 — 14 794 = 0 Верно.
М1 = RbA• L/2
М = RbB • L/2
М1 = 7419•164/2•1000 = 608,4 Н•м М = 7375•164/2•1000 = 604,8 Н•м
RГА = RГВ = 0,5•Ft
М2 = Ft• L/4
RГА = RГВ = 0,5• 40 000 = 20 000 H
М2 = 40 000•164/4•1000 = 1640 Н Проверка: RГА + RГВ — Ft = 0
20 000+20000 — 40 000 = 0 Верно.
RAM = FM• (L+a) /L
RBM = FM•a/L
FM = 125 (T2) 1/3
FM = 125• (1500) 1/3 = 1430,9 Н
RAM = 1430,9• (164+115) /164 = 2434,3 Н
RBM =1430,9• 115/164 = 1003,4 Н Мм = FM • а Мм = 1430,9•115/1000 = 164,6 Н Найдем общий момент:
MОБЩ = [ (M1) 2 + (M2) 2] ½ + 0,5•Мм
MОБЩ = [ (608,4) 2 + (1640) 2] ½ + 0,5•164,6 = 1831,5 Н Проверочный расчет ведомого вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ1 = 270 НВ ув = 900н/мм2, уг =750 н/мм2
Колесо НВ2 = 240 НВ ув = 780н/мм2, уг =540 н/мм2
Коэффициент запаса для нормальных напряжений:
nу = у-1/ (Kуp• уa + шу• уm),
где у-1 — предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. у-1 = 410 МПа уa — амплитуда номинальных напряжений изгиба, уa? МОБЩ/0,1dп3 = 1831,5/0,1•803 = = 35 МПа уm — среднее значение номинального напряжения, уm = 0.
Kуp — эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
Kуp = 3,0
Тогда:
nу = 410/ (3,0• 35,77) = 3,82
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
nф = ф-1/ (Kфp• фa + шф• фm),
где ф - 1 — предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. ф - 1 = 240 МПа фa — амплитуда номинальных напряжений кручения, фm — среднее значение номинальных напряжений, фa = фm = ½•ф = 10,1
Kфp — эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
Kфp = 2,3
шф = 0,1
Тогда:
nф = 240/ (2,3•10,1 + 0,1• 10,1) = 9,9
Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nу • nф / [ (nу) 2 + (nф) 2] ½
n = 3,82•9,9/[3,822 + 9,92] ½ = 3,56
Проверка соблюдения условия прочности:
nmin? [n], где [n] = 1,5.3,5
3,56? 1,5
Выбор шпонки.
Быстроходный вал.
Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи d = 50 мм Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 16 мм — ширина шпонки
Lш = 45.180 мм. — рабочая длина
h = 10 мм — высота шпонки
t1 = 6 мм — глубина погружения в вал
t2 = 4,5 мм — высота выпирания шпонки.
Возьмем Lш = 60 мм Проверим шпонку на смятие:
усм = 2•Т1/ (h — t1) •d•Lш? [усм] = 100 МПа усм = 2•270•103/ (10 — 6) •50•60 = 45 МПа <100 МПа Проверяем прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала
d = 87 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 25 мм — ширина шпонки
Lш = 70.280 мм. — рабочая длина
h = 14 мм — высота шпонки
t1 = 9 мм — глубина погружения в вал
t2 = 5,4 мм — высота выпирания шпонки.
Возьмем Lш = 70 мм Проверим шпонку на смятие:
усм = 2•Т1/ (h — t1) •d•Lш? [усм] = 100 МПа усм = 2•1500•103/ (14 — 9) •87•70 = 98 МПа <100 МПа Проверяем прочность шпоночного соединения под полумуфтой тихоходного вала d = 71 мм.
Берем шпонку призматическую:
Сталь 60
b = 20 мм — ширина шпонки
Lш = 50.220 мм. — рабочая длина
h = 12 мм — высота шпонки
t1 = 7,5 мм — глубина погружения в вал
t2 = 4,9 мм — высота выпирания шпонки.
Возьмем Lш = 100 мм. Проверим шпонку на смятие:
усм = 2•Т1/ (h — t1) •d•Lш? [усм] = 100 МПа усм = 2•1500•103/ (12 — 7,5) •71•100 = 93,8 МПа <100 МПа Выбранные нами шпонки проверены на смятие. Все они удовлетворяют нас.
Результирующая таблица выбранных шпонок:
Шпонка | b | H | L | t1 | t2 | |
Под колесом | 5,4 | |||||
Под муфтой | 7,5 | 4,9 | ||||
Под рем. пер. | 4,5 | |||||
Список использованных источников
1. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. — М.: Высшая школа, 2008.
2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов. — М.: Высшая школа, 2005.
3. Иванов М. И. Детали машин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. — 5-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 2007.