Расчеты по изготовке металлических деталей

Ремень Б-1250Т ГОСТ 1284-80

Шкив дет номером 30 и 31

Электрический двигатель

4А80А2УЗ

1М1081 1,5квт 2580об/мин

Исходные данные: в кинематической схеме привода (см. общий вид)

клиноременная передача расположена между

электрическим двигателем и редуктором.

Номинальная передаваемая мощность Р = 1,5квт,

передаточное отношение .

Электрический двигатель переменного тока

общепромышленного применения, частота

вращения (асинхронная) n = 850об/мин. Режим

работы средний, работа в две смены.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. По монограмме (см.

рис. 9,4; Проектирование механических передач: учётно-справочное пособие для вузов/С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. – 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1984г./для заданных условий Р = 1,5квт; n = 2850об/мин) подходит ремень сечением Б. Технические данные ремня: масса 1м ремня m = 0,18кг/м; расчётная длина в интервале минимальный диаметр меньшего шкива .

Определяем диаметры шкивов: для повышения ресурса работы

Передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив с расчётным диаметром ; из стандартного ряда принимаем ближайшей большой диаметр

Диаметр ведомого шкива ближайшее значение из стандартного ряда

Уточняем передаточное отношение с учётом относительного

скольжения S = 0,01

Определяем межосевое расстояние: мм

мм

Принимаем значение мм.

Определяем расчётную длину ремня:

Ближайшее значение по таблице мм

Уточним межосевое расстояние по формуле:

, где :

мм,

мм,

Для установки и замены ремней предусматриваем возможность

уменьшения на 2%, т.е. на 6,4мм, а для компенсации отклонений и удлинения во время эксплуатации – возможность увеличения на 5,5%, т.е. на мм.

Определяем угол обхвата ремнями малого шкива : 9. Определяем коэффициенты: угла обхвата (см. стр.

267); длина ремня (см. таблицу 9.6); режима работы

(см. таблицу 9.7); числа ремней - предварительно

принимаем Z = 2; по данным на стр. 267 находим С = 0,95.

Находим по таблице 9.5 номинальную мощность : для ремня сечением Б с расчётной длиной при и имеем квт.

Определяем расчётную мощность

.

По формуле 9.14 определяем число ремней:

.

Округляем до одного.

Определяем натяжение ветвей ремня , по формуле (9.15), но предварительно находим скорость ремня V и Q:

м/с;

(по данным на стр. 267);

Н.

Сила, действующая на валы:

Определяем рабочий ресурс, час, рассчитанной клиноременной

передачи. По ГОСТ 1284.2-80.

, где

- число циклов, выдерживаемых ремнём (нормативный

ресурс, указанный в стандарте). Для клиновых ремней с кордной

тканью, сечением Б

Для рассчитываемого примера, намечаем ремни с кордной

тканью. Их рабочий ресурс будет:

Так как установленный стандартом средней ресурс ремней

должен быть при среднем режиме работы не менее 1000 часов, то

заключаем, что вычисленный рабочий ресурс достаточен.

Исходные данные:

Мощность на валу ПЭД N = 32квт;

Число оборотов ротам n = 2870об/мин.

Материал вала – сталь 28ХГНЗ.

Производим проверочный расчёт.

На кручение в опасном сечении А-А.

, где - напряжение в данном сечении, кгс/см².

- допускаемое напряжение для стали 28ХГНЗ.

.

- крутящий момент на валу,

- полярный момент сопротивления, см³.

Болт фундаментный.

Усилие, которое может быть воспринято одним болтом .

- расчётное сопротивление болта растяжению, для болтов диметром из стали ВСТЗКП2.

- площадь сечения болта нетто, для болта диаметром

16-1,57см².

Необходимое количество болтов:

N – нагрузка,

- коэффициент условий работы = 1,

(болта)

(болта).

Расчёт усилия при распрессовки детали

Рис. 1

1 – Упор

2 – Втулка

D = 50 мм

Посадка

_> > - постоянная

f = 0,9 – постоянная

B = 80 мм

Е = 2,1*10⁵мПа – постоянная

Деталь сидящая по напряженной

посадке

Рис.2

находим удельное давление в сопряжении

_> > (1)

где _> >- это максимальный натяг в сопряжении, Е=2,1*10⁵мПа – модуль упругости

d – внутренний диаметр, _> >; (2)

Рис. 3

По таблице ЕСДП СЗБ находим предельные отклонения

Н7 = +0,25

К6 = +0,18 и +0,2

_> >

_> >где (3)

_> > - удельное давление в сопряжении.

f = 0,9 – постоянная

_> >, где _> >

d = 40 – внутренний диаметр

В – длина втулки

В = 80 мм

_> >

_> >

Усилие при распрессовки детали

_> >

Расчёт такелажей оснастки при транспортировки модуль-секции МС5-50

l_>1> – длина петли каната

Рис. 4

Q = 81,5кг

L = 2455мм

Точки закрепления секции стропами берём ¼ всей длины секции, тогда L:4, где L – длина секции насоса.

_> >

_> >

Определяем длину одного стропа без учёта петли по

т
еореме: Катет, лежащий против гипотенузе, значит длина стропа равна

На петлю добавляем по 0,5м на каждую сторону

- по справочнику

Определяем необходимую длину каната для выполнения строповки (длину всего стропа)

Силу натяжения стропа определяем по формуле:

, где (5)

Q = 81,5кг

, отсюда (6)

По таблице из книги «Вышкомонтажник» Куцын, стр. 92,

находим диаметр каната = 19мм.

Подбор шпонки и проверка соединения на прочность.

Конец вала диаметром 25 мм, соединен с маховым колесом призматической шпонкой.

Т = 150Н,м, сталь

Для диаметра 25 мм по таблице находим соответствующую шпонку: b = 8 мм, h = 7 мм, l = 44 мм, t = 4 мм.

- нагрузка переменная.

_> > - допустимое напряжение на срез шпонки.

Принимаем _> >. Проверяем шпоночное соединение на смятие:

_> >

_> >Проверка шпонки на срез:

_> >,

следовательно, прочность шпоночного соединения обеспечена.

Ремень Б – 1250Т ГОСТ 1284-80

Электрический двигатель 4А80А2УЗ 1М1081

1,5квт, 1850об/мин

Исходные данные:

клименоременная передача расположена между электрическим двигателем и редуктором;

номинальная передаваемая мощность Р = 1,5квт;

передаточное отношение i = 1,28;

электрический двигатель переменного тока общепромышленного применения.

n = 850об/мин, режим работы средний, работа в 2 смены.

Выбираем сечение ремня для заданных условий, т.е. Р = 1,5квт и

n = 1850об/мин. Подходит ремень сечением Б. Технические данные ремня: _> >мм; w = 17мм; _> >мм; А = 138см², масса 1 м ремня m = 0,18кг/м; расчётная длина в интервале _> >мм

_> >мм, минимальный диаметр меньшего шкива _> >мм

Определяем диаметр шкива: для повышения ресурса _> >, принимаем _> >мм (по справочнику). Диаметр ведомого шкива _> >мм, т.е. принимаем _> >мм.

Уточняем передаточное отношение с учётом относительного скольжения

S = 0,01

_> >

Определяем межосевое расстояние: _> >мм

_> >мм

Принимаем _> >мм

Определяем расчётную длину ремня:

_> >_> >мм

Ближайшее значение по таблице _> >мм

Уточним межосевое расстояние по формуле:

_> >, где :

_> >мм,

_> >мм,

_> >

Для установки и замены ремней предусматриваем возможность

уменьшения _> >на 2%, т.е. на 6,4мм, а для компенсации отклонений и удлинения во время эксплуатации – возможность увеличения _> >

на 5,5%, т.е. на _> >мм.

Определяем угол обхвата ремнями малого шкива _> >:

_> >

Определяем коэффициенты: угла обхвата _> >;

длина ремня _> >; режима работы _> >; числа ремней

_> >- предварительно принимаем Z = 2; С = 0,95 (коэффициент

определяем по таблицам).

Находим (по таблице) номинальную мощность _> > для данного ремня _> >квт.

Определяем расчётную мощность

_> > .

По формуле определяем число ремней:

_> >.

Определяем натяжение ветвей ремня _> >, но предварительно

находим скорость ремня V и Q:

_> >м/с;

_> > (по таблице);

_> >Н.

Сила, действующая на валы:

_> >Н.

15. Определяем рабочий ресурс, час

_> >, где

_> >- число циклов, выдерживаемых ремнём. _> >

(клиновый ремень с кордной тканью)

_> >час.

Так как установленный стандартом средней ресурс ремней должен быть при среднем режиме работы не менее 1000 часов, то заключаем, что вычисленный рабочий ресурс достаточен.

Расчёт цилиндрической прямозубой передачи.

Выбираем материал и допустимое напряжение для шестерни _> >и

зубчатого колеса _> >.

Для _> >- сталь 30ХГС, _> >

Для _> >- сталь 40Х, _> >

(по таблице).

Допускаемые контактные напряжения сдвига для _> >: _> >, где _> > -- предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба. Для легированной стали:

_> >

_> >

_> >.

Допускаемые напряжения изгиба:

для _> >: _> >, где

n – коэффициент запаса прочности;

_> >=1,6 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

_> >- предел выносливости материала шестерни при симметричном цикле изгиба.

_> >;

_> >;

_> >

Для зубчатого колеса _> >:

_> >

_> >

Принимаем коэффициент длины зуба

_> >

Определяем межцентровое расстояние из расчёта на контактную прочность:

_> >

где _> > передаточное число цилиндрической зубчатой пары.

_> >

где _> >= 1,3 – коэффициент нагрузок предварительно принимаем: при

симметричном расположении зубчатого колеса относительно опор

(по таблице).

_> >

Число зубьев и модуль зацепления.

Предварительно принимаем _> >=20, тогда

_> > и

_> >

модуль _> >.

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=2,5мм.

Фактическое межцентровое расстояние:

_> >

Уточнение коэффициента нагрузки и проверка контактных

напряжений:

окружная скорость и выбор степени точности передачи

_> >

(принимаем 8-ю степень точности). Динамический коэффициент (по

таблице) _> >; коэффициент концентрации нагрузки (по

таблице) _> > где _> >, _> >

_> >;

коэффициент нагрузки:

_> >;

ширина колёс:

_> >;

рабочие контактные напряжения:

_> >;

перенапряжение отсутствует.

Основные размеры зубчатой пары:

_> >

Проверка напряжений изгиба в зубьях:

_> > ;

коэффициент формы зуба: (по таблице) для _> >,

имеем _> >

для _> >, имеем _> >

Сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса на

изгиб:

для шестерни: _> >

_> >;

для зубчатого колеса:

_> >.

Дальнейший расчёт на изгиб ведём по шестерне как менее прочной.

Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на изгиб _> >

_> >

Подставляя найденные значения, имеем:

_> >

_> >_> >