260

Проектирование привода ленточного цепного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбор материала для передач редуктора расчет допускаемых напряжений. Подбор подшипников качения. Подбор и проверка прочности шпонок. Расчет быстроходной ступени редуктора. Ориентировочное определение диаметров валов.

Русский

2012-11-14

558.5 KB

46 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное учреждение

КУЗБАССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра прикладной механики

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

Выполнил:

Студент 3 курса ХТФ

Гр. ХМ – 092

Червов Ю.А.

Проверил:

Любимов О.В.

Кемерово 2011


 Содержание

1. Выбор электродвигателя

2. Кинематический расчет

3. Выбор материала для передач редуктора расчет допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатой передачи

5. Ориентировочное определение диаметров валов

6. Расчет быстроходной ступени редуктора

7. Подбор подшипников качения

8. Выбор способа смазки

9. Определение конструктивных размеров

10. Подбор и проверка прочности шпонок  

11. Проверочный расчет подшипников качения

12. Список литературы


ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод цепного конвейера

Задание на проект

Вариант

Ft, Н

υ, м/с

D, мм

Степень риска, %

08

2700

0,7

7

Спроектировать привод ленточного конвейера

Циклограмма нагрузки

Срок службы L=5 лет;

Ксут=0,25

Кгод=0,7

t-шаг зубьев тяговой звездочки;

z-число зубьев тяговой звездочки;

Ft-окружное усилие на звездочке;

V-скорость цепи конвейера;

1 Выбор электродвигателя

1.1 Задача расчета

Выбрать тип электродвигателя, определив необходимую частоту вращения и мощность.

  1.  Данные для расчета

Окружное усилие Ft, скорость v на ленте конвейера и диаметр барабана Dбар конвейера.

  1.  Условия расчета

Расчет производим, учитывая заданную циклограмму нагрузки и кинематические возможности схемы редуктора.

  1.  Выбор электродвигателя

  1.  Мощность на валу двигателя

кВт;

а) мощность на приводном валу

кВт;

б) общий КПД привода [1, с.460]

общ = 2м 2цп 4пк = 0,9720,9820,994 = 0,87.

,

  1.  Ориентировочная частота вращения двигателя (при заданной схеме редуктора и скорости на ленте конвейера)

nдв = nпр U/общ = 65,62530 = 1968,75 об/мин;

а) частота вращения приводного вала

65,625 об/мин;

б) возможное общее передаточное число привода [1, с.452]

U/общ = UбUт =30.

Для цилиндрической пары рекомендуется: u=3...5.

 

1.4.3 Эквивалентная мощность электродвигателя

 .

  1.  Выбор электродвигателя (по Pэкв и nдв) [1, с.522]

Принимаем электродвигатель АИР80А4 ТУ 16-525.564-84

Pном = 1,1 кВт; nном = 1420 об/мин; исполнениеIM 1081 (на

лапах); Tпуск/Tном = 2,0; Tmax/Tном=2,2.

.

Рисунок 1 - Эскиз электродвигателя

Таблица 1.1 - Размеры электродвигателя

Тип двигателя

Число полюсов

Исполнение

80А

4

d30

l1

l30

d1

b1

h1

l10

l31

d10

b10

h

h10

h31

190

50

297

22

6

6

100

50

10

125

80

10

205

 2 Кинематический расчет

2.1 Задача расчета

Определить передаточное отношение редуктора с учетом выбранного электродвигателя, разбить передаточное отношение зубчатого редуктора по ступеням, определить частоты вращения, угловые скорости, мощности и вращающие моменты на валах привода.

2.2 Условия расчета

Кинематический расчет проводится для трехпоточного двухступенчатого цилиндрического редуктора.

2.3 Данные для расчета

Мощность электродвигателя  кВт; мощность на валу электродвигателя кВт; частота вращения двигателя  мин-1; частота вращения приводного вала  мин-1; частные значения к.п.д: ; ; .

2.4 Передаточное отношение редуктора при выбранном электродвигателе

, где   частота вращения двигателя, мин-1;

  частота вращения приводного вала, мин-1.

мин-1.

2.5 Распределение передаточного отношения

зубчатого редуктора по ступеням

По условиям смазки рекомендуется

;

;

;

.

2.6 Частота вращения валов  n, мин-1

а) ведущего

,  мин-1;

б) промежуточного

,  мин-1;

в) ведомого

,  мин-1;

г) приводного

,  мин-1.

 

2.7 Мощности на валах  Р, кВт

а) ведущего

,  кВт;

б) промежуточного

,

 кВт;

в) ведомого

,

кВт;

г) приводного

,

,кВт

2.9 Вращающие моменты на валах  Т, Нм 

а) ведущего

,  Нм;

б) промежуточного

,  Нм;

в) ведомого

,  Нм;

г) приводного

,  Нм.

2.10 Результаты расчета

2.10.1 Передаточные числа

; .

2.10.2 Остальные результаты сведем в таблицу

Таблица 1- Результаты расчета

На валах

n, мин-1

Р, кВт

Т, Нм

Ведущем

1420

2,1

14,12

Промежуточном

284

2

67,25

Ведомом

56,8

1,98

332,09

Приводном

56,8

1,92

322,82

3 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений [2, стр.170]

3.1 Задача выбора.

Подобрать материалы для зубчатых колес тихоходной и быстроходной ступеней с учетом ограничений размеров проектируемого редуктора, обеспечивая размерность приработки шестерни и колеса пары и гармоничность по размерам быстроходной и тихоходной ступеней.

3.2 Выбор материал

Принимаем для изготовления тихоходной , сталь 40Х улучшенную 230…260 НВ;

σв =850; σт =550 .

Для изготовления шестерной тихоходной , сталь 40Х улучшенную 260…280 НВ;

σв =950; σт =750.

Принимаем для изготовлении колеса быстроходной , сталь 45 нормализованную 170…217НВ;

σв =600; σт =340.

Для изготовления шестерня быстроходной , сталь 45 улучшенную 192…240НВ;

σв =750; σт =450.

3.2 Расчет допускаемых напряжений.

3.2.1 Расчетные формулы

σНР - допускаемые контактные напряжения

σFP - напряжение изгиба

, мПа

,

σHP

  Базовые пределы контактной и изгибной выносливости.

σFP 

σНlim =2HB+70; σFlim =1,8HB;

SH=1,1; SF=1,75.

JA-коэффициент реверсивности,

JA=1, потому что передачи не реверсивные,

ZN JN- коэффициент долговечности,

NH0 - функция твердости.

NH0=f(НВ);

NF0 - базовое число циклов нагружения.

NF0=4∙106.

 

 

Таблица 3.2.2

Параметр

Ступень

тихоходная

быстроходная

колесо

шестерня

колесо

шестерня

n, мин-1

n3=56,8

n2=284

n2=284

n1=1420

HB

245

270

193,5

216

t, час

7665

7665

7665

7665

NH0

15∙106

20∙106

10∙106

12∙106

NFO

4∙106

4∙106

4∙106

4∙106

NHE=NFE

8,3∙106

41,65∙106

41,65∙106

208,3∙106

ZN

1,81

1

1

1

JN

1

1

1

1

σHlim,мПа

560

610

457

502

σFlim,мПа

441

486

348,3

388,8

σHP,мПа

921,45

554,54

415,45

456,36

σFP,мПа

252

277,7

199,03

222,17

4. Расчет зубчатой передачи

4.1 Задача расчета

Определить геометрические параметры цилиндрических колес внешнего зацепления по условию контактной выносливости поверхности зубьев, проверить прочность зубьев по напряжениям изгиба.

4.2 Условия расчета

При определении геометрических параметров зубчатых колес принято, что передача прямозубая, со смещением.

4.3 Порядок расчета

4.3.1 Межосевое расстояние, мм

 

где   вспомогательный коэффициент, МПа1/3;

  передаточное число зубчатой пары;

  вращающий момент на колесе, ;

  составляющий коэффициента нагрузки;

  допускаемое контактное напряжение, МПа;

  относительная ширина зубчатого венца.

4.3.1.1 Данные для расчета
Таблица 4.1-Данные для расчета
Из предыдущих расчетов
Принято
T2, Нм
, МПа
K
Ka,мПа1/3
Ψba
4,5
332,9
554,54
1,25
490
0,4

4.3.1.2 Расчет

Для зубчатой передачи принято стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66:

aw = 148мм

4.3.2.Рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм

;

мм.

Окончательно ширина зацепления будет принята после уточнения , .

4.3.3 Относительная ширина зубчатого венца

;

.

Расчетное значение не превышает допускаемых максимальных значений (не более 1,6).

4.3.4.Модуль зацепления, мм

мм;

мм.

Окончательно для зубчатой передачи принято стандартное значение модуля по ГОСТ 9563-80:

мм.

4.3.5.Числа зубьев шестерни и колеса

4.3.5.1.Суммарное число зубьев шестерни и колеса

;

.

Окончательно для зубчатой пары принято целое значение числа зубьев:

.

4.3.5.2.Число зубьев шестерни

 

.

Окончательно для зубчатой шестерни принято целое значение числа зубьев:

.

4.3.5.3Число зубьев колеса

;

.

4.3.5.4.Фактическое передаточное число

;

 

4.3.6.Коэффициенты смещения инструментов

Коэффициенты смещения  и  из условия наибольшего повышения контактной прочности зубьев

;

.

4.3.7 Коэффициент уравнительного смещения

4.3.7.1 Сумма коэффициентов смещения

; 

.

4.3.7.2 Сумма чисел зубьев

; 

zC =22+96=118

4.3.7.3 Отношение

4.3.7.4 По номограмме

4.3.7.5 Коэффициент уравнительного смещения

.

4.3.8 Уточненное межосевое расстояние, мм

; 

4.3.9 Высота зуба, мм

;

мм.

4.3.10 Делительные диаметры, мм

;

 

мм;

 

;

 

мм.

4.3.11 Начальные диаметры, мм

;

мм;

;

мм.

4.3.12 Диаметры окружностей вершин зубьев, мм

;

мм;

;

мм.

4.3.13 Диаметры окружностей впадин зубьев, мм

;

мм;

;

мм.

4.3.14 Проверка

;

мм = мм;

;

мм = мм;

;

мм = мм.

4.3.15 Угол зацепления, град

С учетом угла профиля исходного контура

;

;

.

4.3.16 Степень точности

С учетом окружной скорости в зацеплении, м/с

;

 

и пониженными требованиями к точности назначается 9-я степень точности, вид сопряжения В (обозначение: 9-В ГОСТ 1643-81).

4.3.17 Уточненный коэффициент нагрузки

Kн =1,25∙ 1,06=1,3

4.3.18 Уточненная ширина зубчатого венца, мм

;

 

мм;

мм.

4.3.19 Уточненные коэффициенты

4.3.19.1 Коэффициент ширины колеса относительно

межосевого расстояния

;

.

Расчетное значение не превышает допускаемых максимальных значений (не более 0,5).

4.3.19.2 Коэффициент ширины колеса относительно

делительного диаметра

;

 

Расчетное значение не превышает допускаемых максимальных значений (не более 1,6).

4.3.19.3 Коэффициент модуля

,

.

Расчетное значение удовлетворяет рекомендациям (в диапазоне 35…20).

4.4 Проверка условия прочности зубьев по контактным напряжениям

4.4.1 Расчетная формула

,

где   приведенный модуль упругости, МПа;

   вращающий момент на шестерне, Нм;

4.4.2 Данные для расчета
Таблица 4.2
Из предыдущих расчетов
, МПа
T2,Нм
67,25
1,3
554,54

Продолжение табл. 4.2

Из предыдущих расчетов

, мм

, мм

, град

57,35

55

25,57

4,36

4.4.3 Расчет, МПа

МПа.

Недогрузка зубчатой передачи составляет :

%,

что превышает допускаемые значения (не более 5 %).

4.5 Силы в зацеплении

4.5.1 Окружная сила, Н

,

 Н

4.5.2 Радиальная сила, Н

,

Н.

4.5.3 Нормальная сила, Н

,

Н.

4.6 Уточненный коэффициент нагрузки

.

4.7 Проверка условия прочности зубьев по напряжениям изгиба

4.7.1 Расчетная формула

,

где   коэффициент формы зуба;

  допускаемое напряжение изгиба, МПа.

4.7.2 Коэффициент формы зуба

Для зубчатой передачи со смещением ( и ), с учетом числа зубьев шестерни  и колеса , коэффициенты формы зуба:

;

.

Расчет выполняется по тому из колес пары, для которого меньше отношение :

 .

Меньшее отношение получено для колеса, то есть расчет выполняется по колесу, как менее прочному.

4.7.3 Расчет

МПа

Расхождение составляет

%,

что допустимо, так как основной критерий работоспособности зубчатой передачи – контактная прочность.

5 Расчет быстроходной передачи

5.1 На рисунках 1,2,:данные для расчета

Рисунок 1 – Основные данные

 

Рисунок 2 – Дополнительные данные

5.2 На рисунках 3,4,5,:результаты расчетов

Рисунок 3 – Основные геометрические параметры

Рисунок 4 – Силы в зацеплпнии

Рисунок 5 – Параметры материалов


6 Проектный расчет валов

6.1 Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, посадочных мест подшипников и зубчатых колес, заплечиков(буртиков).

6.2 Расчетная схема

6.3 Данные для расчета

Таблица 1

Параметры

Валы

1

2

3

1 Вращающий момент Т,Н∙мм

14,12∙103

67,25∙103

332,09∙103

3 Диаметр dэл, мм

24

6.4 Условия расчета

Предварительно определяют диаметры d1 и d3 выходных концов ведущего и ведомого валов и диаметр d посадочного места под колесо промежуточного вала из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

6.5 Расчетная формула

где Т – вращающий момент, Н∙мм; [τ] – допускаемое напряжение, МПа.

 

Принимают:

а)[τ]=25…35МПа – при определении d1 и d3 ведущего и ведомого валов;

б)[τ]=10…13МПа – при определении d2k промежуточного вала.

6.6 Расчет

6.6.1 Вал ведущий (dэл=24)

а) диаметр выходного конца вала

Принимаем конструктивно d1=dэл=24 мм, т.к. валы соединяются муфтой со стандартными диаметрами отверстий в полумуфтах;

б) диаметр вала под подшипник

где t – высота заплечика для упора полумуфты [2,с.46]

Принимаем ближайшее большее или равное значение, кратное 5, из стандартного ряда диаметров внутренних колец подшипников:

d1п=35мм;

в) диаметр заплечика для упора подшипника

 

r -координата фаски кольца подшипника.

Принимаем ближайшее из ряда Ra 40: d1бп=42 мм;

6.6.2 Вал промежуточный

Предварительное значение диаметра вала под колесо:

Принимаем конструктивно:

а) d2п = d1п = 35мм ( с целью унификации подшипников);

б) d2k=32мм ( заплечик вала не нужен, принимаем d2k ближайшее большее d2п, из ряда Ra 40);

в) диаметр заплечика для упора колеса:

 +3f=32+3∙1,2=35,6 мм, принимаем d2бк=36 мм (ближайшее из ряда Ra 40).


6.6.3 Вал ведомый

а) диаметр выходного конца

 

Принимаем d3=42 (из ряда Ra 42>37,2)

б) диаметр вала под подшипник

 d3п = d3 + 2t =42 + 2∙4 = 50мм,

где t-высота заплечика для упора полумуфты [2, с. 46].

в) диаметр вала под колесо

d = d3бп = d3п + 3r =50+3∙3 = 59 мм,

r- координата фаски кольца подшипника.

принимаем d=60(ближайшее большее из ряда Ra 40);

г) диаметр заплечника для упора колеса

d3бк = d + 3f = 60 +3∙2 = 66 мм , принимаем d3бк=67 (из Ra 40)

6.7 Результаты расчета

Таблица 2-Принятые диаметры валов

Ведущий - 1

Промежуточный - 2

Ведомый – 3

d1

24

-

-

d3

42

d1п

35

d2п

35

d3п

50

d1бп

42

d2бп

-

d3бп

60

d1k

-

d2k

32

d3k

60

-

-

d2бк

36

d3бк

67


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

7131. Синтез комбинационных систем 82 KB
  Лекция 2 Тема: Синтез комбинационных систем Под комбинационной схемой понимается цифровой автомат без памяти. Схема однозначно преобразует входные сигналы в выходные, без предистории. Под комбинационной схемой понимается такая схема...
7132. Музыкальное воспитание младших школьников 155.5 KB
  Музыкальное воспитание младших школьников Введение Музыкальное воспитание младших школьников все настойчивее входит в разряд первостепенных задач, волнующих общественность, что дает простор для радикального решения ряда важнейших аспектов про...
7133. Особенности жарочного шкафа 240.23 KB
  Тепловое оборудование предназначено для доведения кулинарных изделий до готовности, их разогрева и поддержания необходимой температуры ...
7134. Логика и теория аргументации 4.26 MB
  Логика и теория аргументации Введение Трудно переоценить значение логики и теории аргументации не только в развитии научного знания, но и в обыденной жизни. Для науки существенным моментом являются эффективные способы обработки информации и методы и...
7135. Бухгалтерский учет на малых предприятиях 186.5 KB
  Введение Предприятия малого бизнеса являются важнейшей составной частью обширного комплекса всех предприятий Российской Федерации. С принятием Гражданского кодекса Российской Федерации, законов о земле, о предприятиях с разной формой собственности п...
7136. Логический синтез цифровых устройств 905.5 KB
  Курсовая работа Логический синтез цифровых устройств Описание работы проектируемого устройства. Объект представляет собой техническое устройство, в которое поступают различные детали. Имеется 5 датчиков, которые определяют соответствие д...
7137. Важность мотивации для успешного развития компании 191 KB
  Введение. Основы мотивационной деятельности. Основы и сущность мотивации и стимулирование трудовой деятельности персонала. Смысл и эволюция мотивации. Содержательные теории мотивации. Мотивация персонала в организациях ...
7138. Понятие вины в уголовном праве 198.5 KB
  Понятие вины в уголовном праве Введение Состав преступления характеризуется совокупностью четырех элементов: объект, объективная сторона, субъект, субъективная сторона. Каждый из этих элементов является для любого состава обязательным. Отсутствие лю...
7139. Курортное оздоровление детей и подростков на российских и зарубежных курортах 218 KB
  Курортное оздоровление детей и подростков на российских и зарубежных курортах Введение Здоровье населения - один из важнейших элементов социального, культурного и экономического развития нашей страны. Именно поэтому Правительство Российской Федераци...