Механизм грохота

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;= 0,0 м;= 80 об/мин.

Р = 0,6 кН

Тип электродвигателя RA160L4;

Мощность двигателя Р_дв = 15кВт;

Число оборотов в минуту n_дв = 80 об/мин;

Тип ременной передачи - клиноременная,

Редуктор - цилиндрический прямозубый;

Передаточное число ременной передачи U_рем = 2,8;

Передаточное число редуктора U_ред = 5,6;

КПД редуктора η_ред = 0,97;

КПД муфты η_муф = 0,97;

КПД ременной передачи η_{рем. пер}. = 0,94;

Время работы привода L = 15000 часов.

Режим работы - двухсменный.

Решение:

Расчет клиноременной передачи

Рассчитываем момент на ведущем валу

Т_вед = Т_эд = Р_эд∙10³ ∙30/π n_дв

Т_вед = 15∙10³∙30/π∙80 = 1791 Н∙м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D₁ = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

υ = π D₁ n_дв /60∙10³

υ = π∙140∙80/ (60∙10³) = 0,58 м/с

По мощности двигателя

Р_дв = 15кВт и n_дв = 80 об/мин

Выбираем стандартный тип ремня:

тип Б;

Рассчитываем диаметр ведомого шкива:

₂ = D₁∙ U_рем (1-ξ)₂ = 140∙2,8 (1-0,01) = 388 мм

Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:

₂ = 400 мм

Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:

_факт = D_2/D₁ (1-ξ)_факт = 400/140 (1-0,01) = 2,89

Рассчитываем межосевое расстояние:

Примем его равным D₁+D₂ = 140+400 = 540 мм.

Длина ремня:

_р = 2 а + π (D₁+D₂) /2 + (D₂ - D₁) ²/4 а_р = 2∙540 + π/2∙ (140+400) + 260²/4∙ (140+400) = 1959,53 мм

Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел: L_р = 2000 мм

Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:

а = (2L - π (D₁+D₂) + [ (2L - π (D₁+D₂)) ² - 8 (D₂ - D₁) ²] ^1/2) /8

а = (2∙ 2000 - 3,14 (140+400) + [ (2∙2000 - 3,14 (140+400)) ² - 8 (140+400) ²] ^1/2) /8 = 540,24 мм= 540 мм

Определяем угол обхвата ремня:

α = 180 - (D₁-D₂) ∙ 57°/a

α = 180 - 260∙ 57°/540 = 152,56° ≈ 150°.

Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 150° Сα = 0,92

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

_р/ L₀ = 2000/2240 = 0,89 è C_L = 0,98

Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы: С_реж = 1,38

Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной L₀ = 2240 мм P₀ = 2,90 кВт.

Допустимая нагрузка на ремень:

Р_допуст = Р₀ Сα С_L/ С_реж

Р_допуст = 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38 = 1,9 кВт

= Р_дв/Р_допуск С_z,

где С_z = 0,9

= 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.

Берем Z = 9

Усилие, действующее со стороны ременной передачи

_P = 1,7 ∙ Р_дв∙10³∙С_реж∙sin (α_рем/2) / υ_ремня ∙ С_α∙С_z = 3635 Н,

где

Р_дв = 15 кВт

С_реж = 1,38

α_рем = 152,56˚

υ_ремня = 11 м/с

С_α = 0,95

С_z = 0,9

Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Выбираем сталь:

Определяем число оборотов валов:

Ведущий вал:

₁ = n_дв/U_рем1 = 80/2,8 = 28.57 об/мин

Ведомый вал:

₂ = n₁/U_ред2 = 28.57/5,6 = 5,1 об/мин

Определяем базовое число циклов:

_НО1 = 30∙ НВ₁^2,4_НО2 = 30∙ НВ₂^2,4_НО1 = 30∙ 270^2,4 = 20∙10⁶ циклов_НО2 = 30∙240^2,4 = 15∙10⁶ циклов

Предельное напряжение при базовом числе циклов:

σ_нlimb1 = 2∙НВ₁ + 70

σ_нlimb2 = 2∙НВ₂ + 70

σ_нlimb1 = 2∙270 + 70 = 610 н/мм²

σ_нlimb2 = 2∙240 + 70 = 550 н/мм²

Число циклов нагружения:

_НЕ1 = 60∙ n₁∙L_1НЕ2 = _НЕ1/ U_редНЕ1 = 60∙ n₁∙L₁ = 60∙28,57∙15000 = 25,7∙10⁶ циклов_НЕ2 = N_НЕ1/ U_ред = 25,7/5,6 = 4,58∙10⁶ циклов

Коэффициент долговечности:

К_HL = 1, т.к. N_НЕ > N_НО

Предельное напряжение:

σ_нlim1 = σ_нlimb1∙ К_HL

σ_нlim2 = σ_нlimb2∙ К_HL ∙

σ_нlim1 = 610∙1 = 610 н/мм²

σ_нlim2 = 550∙1 = 550 н/мм²

Допускаемое напряжение:

σ_НР1 = 0,9 ∙ σ_нlim1/ Sн, σ_НР2 = 0,9 ∙ σ_нlim2/ Sн

σ_НР = 0,45 (σ_НР1 + σ_НР2), σ_НРmin = σ_НР2

σ_НР1 = 0,9∙610/1,1 = 499,1 ≈ 500 Н∙м

σ_НР2 = 0,9∙550/1,1 = 450 Н∙м, σ_НР = 0,45 (500 + 450) = 225,45 Н∙м

σ_НРmin = σ_НР2 = 450 Н∙м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

а_w = Ка (U_ред + 1) [Т₁ К_нβ/ψ_ваU_ред σ_НР²] ^1/3

Ка = 430 - коэффициент межцентрового расстояния

Т₁ = 270 Н∙м

ψ_ва = ψ_вd ∙2/ (U_ред + 1) - коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

ψ_вd = 1 К_нβ = 1,05 - коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

ψ_ва = 0,303

а_w = 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:

а_w = 315 мм

а_w = (Z₁+Z₂) m_n/2 cosβ

Примем β = 10° - угол зацепления (принимаем эвольвентную передачу)

Определяем модуль зацепления

_n= 2 а_w cosβ/Z₁ (1+U_ред)

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем β = 10°

Возьмем Z₁ = 20 зубьев.

Тогда

Возьмем m_n=4,0 мм. Найдем суммарное число зубьев:

(Z₁+Z₂) = 2 а_w cosβ/ m_n

₍Z₁+Z₂) = 2 315 cos10/ 4,0 = 155 зубьев

Тогда:

₁ = (Z₁+Z₂) / (1+U_ред)₂ = (Z₁+Z₂) - Z₁₁ = 155/ (1+5,6) = 23 зуба₂ = 155-23 = 132 зуба

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

_{ред. факт} = Z₂/ Z_{1ред. факт} =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z₁+Z₂) m_n / 2 а_w

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда: β = 10,23˚

Считаем:

₁ = m_n Z₁/ cosβ₂ = m_n Z₂/ cosβ₁ = 4,0∙23/ 0,9841= 93,48 мм₂ = 4,0∙132/0,9841= 536,52 мм

Проверка:

₁ + d₂ = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 а_w. Верно.

Тогда ширина колес:

₂ = ψ_ва а_w1 = b₂ + (2.4) m_n2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм₁ = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Определяем диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f зубчатых колес:

_a = d + 2∙ m_nf = d - 2,5∙ m_na1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм_a2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм_f1 = 93 - 2,5∙ 4 = 83 мм_f2 = 537 - 2,5∙ 4 = 527 мм

Расчет валов:

Быстроходный вал.

Так как d_f1 = 83 мм - принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т₁ = Т_дв∙ U_факт∙ η_{рем. пер}

Т₁ = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

= (T₁∙10³/0,2 [τ]) ^1/3= (270∙10³/0,2∙10) ^1/3 = 51,3 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

= 50 мм₁ = d₁+ (4.5) мм = 55 мм_п ≥ d₂+ (4.5) мм = 60 мм₂ = d_п+ 5 мм = 65 мм₄ = d₃+ (6.10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

₀ = (1,6.2) d = 100 мм₁ = 20.25 мм = 25 мм_п ≈ 0,5 d_п = 30 мм₂ = 10.12 мм = 12 мм₃ = b₂ = 95 мм, L₄ = L₂ = 12 мм, L₅ = L₁ = 25 мм

Тогда:= 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

_t = 2T₁∙10³/d_1t = 2∙270∙10³/55 = 9818 Н

Осевое усилие

_a = F_t ∙ tg β_a = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

_r = F_t ∙ tg α / cosβ_r = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н

Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:

_{вед (быстроходный вал редуктора)} = n_дв/ U_{фактвед (быстроходный вал редуктора)} = 80/2,89 = 28 об/мин

Построение эпюр:

механизм грохот редуктор вал

^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L^b_A = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н^b_B = 0,5∙655 - 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0

,44+321,56 - 655 = 0 Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ 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

^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М₂ = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

+ 4909 - 9818 = 0 Верно.

_AP = F_P∙ (L + a) /L_BP = F_P∙ a/L_P = F_P∙ a_AP = 3635∙ (149 + 90) /149 = 5831 H_BP = 3635∙ 90/149 = 2196 H_P = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м

Рассчитаем общий момент:

_ОБЩ = [ (M₁) ² + (M₂) ²] ^1/2_ОБЩ = [ (24,84) ² + (365,72) ²] ^1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет ведущего вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

где σ_-1 - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1 = 410 МПа

σ_a - амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 64,1 МПа

σ_m - среднее значение номинального напряжения, σ_m = 0._σp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали, K_σp = 3,5

Тогда:

_σ = 410/ (3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

_τ = τ_-1/ (K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где τ _{- 1} - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _{- 1} = 240 МПа

τ_a - амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_m - среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1_τp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали._τp = 2,5, ψ_τ = 0,1

Тогда:

_τ = 240/ (2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

= n_σ ∙ n_τ / [ (n_σ) ² + (n_τ) ²] ^1/2= 1,83∙9,21/[1,83² + 9,21²] ^1/2 = 1,81

Проверка соблюдения условия прочности:

_min ≥ [n], где [n] = 1,5.3,5

,81≥ 1,5

Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

Момент на тихоходном валу:

₂ = T₁∙U_ред∙η_ред = 270∙5,6∙0,97 = 1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м= (T₂∙10³/0,2 [τ]) ^1/3 = (1500∙10³/0,2∙20) ^1/3 = 72,1 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

= 71 мм₁ = d₁+ (4.5) мм = 75 мм_п ≥ d₂+ (4.5) мм = 80 мм₂ = d_п+ 5 мм = 85 мм₃ = d₂+ 2 мм = 87 мм₄ = d₃+ (6.10) мм = 95 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

₀ = (1,6.2) d = 142 мм₁ = 20.25 мм = 25 мм_п ≈ 0,5 d_п = 40 мм₂ = 10.12 мм = 12 мм₃ = b₁ = 100 мм₄ = L₂ = 12 мм

Тогда:= 164 мм

а = 115 мм

Окружная сила

_t = 2T₂∙10³/d₁ = 2∙1500∙10³/71 = 40000 Н

Осевое усилие

_a = F_t ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

_r = F_t ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н

Построение эпюр:

^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L^b_A = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н^b_B = 0,5∙14794 - 7219/2∙164 = 7375 Н

Проверка:

^b_A + R^b_B - F_r = 0

+7375 - 14794 = 0 Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ L/2

М₁ = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м

М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м

^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 40000 = 20000 H

М₂ = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

+20000 - 40000 = 0 Верно._AM = F_M∙ (L+a) /L_BM = F_M∙a/L_M = 125 (T₂) ^1/3_M = 125∙ (1500) ^1/3 = 1430,9 Н_AM = 1430,9∙ (164+115) /164 = 2434,3 Н_BM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н

Мм = F_M ∙ а

Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н

Найдем общий момент:

_ОБЩ = [ (M₁) ² + (M₂) ²] ^1/2 + 0,5∙Мм_ОБЩ = [ (608,4) ² + (1640) ²] ^1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н

Проверочный расчет ведомого вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

_σ = σ_-1/ (K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),

где σ_-1 - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1 = 410 МПа

σ_a - амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 1831,5/0,1∙80³ = = 35 МПа

σ_m - среднее значение номинального напряжения, σ_m = 0._σp - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали._σp = 3,0

Тогда:

_σ = 410/ (3,0∙ 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

_τ = τ_-1/ (K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где τ _{- 1} - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _{- 1} = 240 МПа

τ_a - амплитуда номинальных напряжений кручения,

ψ_τ = 0,1

Тогда:

_τ = 240/ (2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

= n_σ ∙ n_τ / [ (n_σ) ² + (n_τ) ²] ^1/2= 3,82∙9,9/[3,82² + 9,9²] ^1/2 = 3,56

Проверка соблюдения условия прочности:

_min ≥ [n], где [n] = 1,5.3,5

,56 ≥ 1,5

Выбор шпонки.

Быстроходный вал.

Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи d = 50 мм

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60= 16 мм - ширина шпонки_ш = 45.180 мм. - рабочая длина= 10 мм - высота шпонки₁ = 6 мм - глубина погружения в вал₂ = 4,5 мм - высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 60 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/ (h - t₁) ∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 2∙270∙10³/ (10 - 6) ∙50∙60 = 45 МПа <100 МПа

Проверяем прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала= 87 мм.

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60= 25 мм - ширина шпонки_ш = 70.280 мм. - рабочая длина= 14 мм - высота шпонки₁ = 9 мм - глубина погружения в вал₂ = 5,4 мм - высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 70 мм

Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/ (h - t₁) ∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 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= 20 мм - ширина шпонки_ш = 50.220 мм. - рабочая длина= 12 мм - высота шпонки₁ = 7,5 мм - глубина погружения в вал₂ = 4,9 мм - высота выпирания шпонки.

Возьмем L_ш = 100 мм. Проверим шпонку на смятие:

σ_см = 2∙Т₁/ (h - t₁) ∙d∙L_ш ≤ [σ_см] = 100 МПа

σ_см = 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:

Список использованных источников

1. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. - М.: Высшая школа, 2008.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов. - М.: Высшая школа, 2005.

. Иванов М.И. Детали машин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2007.