Курсовая работа: Проектирование привода к цепному конвейеру

💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Расчётно-графическая работа по механике
Выполнила: ст-ка гр. ЭТТ-32 Макеева Е.А.
Саратовский государственный технический университет
Дано: P3=8,5 кВт, W3=1,4*π об/мин, Lh=5 лет.
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.
1.1 Требуемая мощность рабочей машины:

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где ηз.п – закрытой передачи (ηз.п=0,75…0,85=0,8);
ηп.к. – подшипник качения (ηп.к.=0,99…0,995=0,993);
ηпод.с. – подшипник скольжения (ηпод.с.=0,98…0,99=0,985).
Номинальная мощность двигателя Рном, кВт:
Значение номинальной мощности выбираем из стандартной таблицы по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Pдв ≤ Рном
1.5 Выбираем тип двигателя в соответствии с асинхронной частотой вращения: АО2-62-6 – частота вращения 870 об/мин.
2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка по ступеням.

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nр.м. при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой uз.п. и открытой uо.п передач:
2.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины

2.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя nтреб ,об/мин:

nтреб= nвых* uцеп.п.* uзуб.п .* uчерв.п
Таким образом, выбираем двигатель АО2-62-6 с частотой вращения
2.3 Общее передаточное число привода:

2.4 Передаточное число редуктора uред

Uчерв.=8 – из ряда стандартных чисел.
3.Определение основных параметров привода по валам.

3.1 Распределение мощностей по валам P, кВт:

P2=P1 * ηм.* ηпод.к =13*0,993*0,98=12,6 кВт
P3= P2 * ηз.п.* ηпод.к =12,6*0,8*0,993=10,04 кВт
Распределение частот вращения по валам n, об/мин:
3.3 Распределение угловой скорости W, 1/с:

3.4.Распределение вращающих моментов Т, н*м:

T=Tн*k, k=1.2…1.5 – коэффициент режима.
II. Расчет тихоходной закрытой передачи.

1. Выбор материала червяка и червячного колеса.

Материал-БрА10Ж4H4 σв=700 н/мм2, σт=460 н/мм2.Способ отливки - центробежный.
Для нашей передачи с целью повышения КПД принимают закалку ТВЧ
До твердости Н 245 HRC3, шлифование и полирование витков червяка. Сталь 40Х терообработка – улучшение + ТВЧ. Dпред=125 мм. Sпред=80 мм.
1.1Ожидаемая скорость скольжения VS, м/с:

T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1107,2 н*м;
W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;
Uч.п. – передаточное число, Uч.п=8.
2. Определение допускаемых напряжений.

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н, Н/мм2:

[σ]н= 300-25 VS, [σ]н= 300-25*4,076=198,1 Н/мм2;
2.2 Определение допускаемых изгибных напряжений[σ]F ,Н/мм2 :

где KFL- коэффициент долговечности, ,
где N-число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы- наработка. N=573*W2*Lh,
W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;
Lh=5*0,8*365*24*0,32=11212,8 часов.
[σ]F=0,62*(0,08*700+0,25*460)=106,02 Н/мм2
3. Определение межосевого расстояния передачи аw , мм:

Подученное значение межосевого расстояния aw для нестандартной передачи округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69).Принимаем аw=200 мм.
4. Подбор основных параметров передачи.

z1=4, т.к. z1 зависит от передаточного числа редуктора изп=8 .
Число зубьев червячного колеса: z2= z1*uчерв..
где аw- межосевое расстояние, аw=200 мм.
z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32
Принимаем m=10 мм. (ГОСТ 66.36-69).
Коэффициент диаметра червяка из условия жесткости q:
z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32
Коэффициент смещения инструмента x:
аw- межосевое расстояние, аw=200 мм;
q - коэффициент диаметра червяка, q=8;
z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32.
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до — 1 <х <+ 1 .
4.6 Определить фактическое передаточное число Uф и проверить его отклонение ∆U от заданного U:
4.7 Фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:
5. Основные геометрические размеры передачи, мм.
При корригировании исполнительные размеры червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d2 и начальный dw2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин da2 и впадин df2.
d1=8*10=80 мм, начальный диаметр dw1=m*(q+2*x):
dw1=10*(8+2*0)=80 мм, диаметр вершин витков dа1 =d1+2* m:
диаметр впадин витков d f1=d1—2,4*m:
делительный угол подъема линии витков : ,
длина нарезаемой части червяка b1=(10+5,5*│x│+z1)*m+ С, где
х -коэффициент смещения При х=0 С= 0,
Подученное значение округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69). Принимаем b1=145 мм.
Основные размеры венца червячного колеса:
диаметр вершин зубьев da2 = d2+ 2*m(1 + х):
наибольший диаметр колеса daм2 ≤ da2+6*m/(z1+2):
диаметр впадин зубьев df2 = d2 - 2*m(1,2 — х):
ширина венца при z1 = 4 bг = 0,315* aw:
По ГОСТу 66.36-69 принимаем bг=63 мм,
радиусы закруглений зубьев Rа= 0,5*d1 - т; Rf= 0,5*d1 + 1,2т:
условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:
Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром
d'= dal - 0,5*т с контуром венца колеса и может быть принят равным 90... 120°
6.1 Коэффициент полезного действия передачи:
где γ - делительный угол подъема витков червяка; φ – угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения
где Uф – фактическое передаточное число, Uф=8
w2 – угловаяскорость соответствующего вала, w2=11,38рад/с
γ – делительный угол подъёма линии витков, γ=21,8°.
6.2 Контактные напряжения зубьев колеса σн, Н/мм2:
k— коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса
- допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, =214,87 Н/мм2
Получили недогрузку материала (σн≤[σ]н), а эта разница не превышает 15%, т.е. условие прочности выполняется.
6.3 Напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм2
Ft2 – окружная сила на колесе, Ft2=6920 H;
YF2 — коэффициент формы зуба .Определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2=
zv2= , где γ – делительный угол подъёма линии витков червяка, т.к. zv2=41,02 → YF2=1,403
- допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, =106,02 Н/мм2
При проверочном расчете , т.к. нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.
Делительный угол витков червяка γ, град
Угол обхвата червяка венцом колеса 2γ, град
Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт. Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
1. Определение сил в зацеплении закрытых передач.
В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°.
где T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1142.35 н*м;
d2 – делительный диаметр колеса, d2=320 мм.
Fr2= Ft2*tgα, где Ft2 - окружная сила, Ft2=6920 H,
Fa2= Ft1= где d1 – делительный диаметр червяка, d1=80 мм;
T1 – вращающий момент червяка, T1=142,76 н*м.
3. Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]к=40 Н/мм2— для тихоходных валов.
4.Предварительный выбор подшипников.
Определяем тип, серию и схему установки подшипников:
Для тихоходного вала червячной передачи подбираем роликовые конические подшипники типа 7312. Серия – средняя. Угол контакта α=12º.
Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d2 внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.
Основные параметры подшипников: геометрические размеры — d=60 мм, D=130 мм, Т=33,5 мм, b=31 мм,c=27 мм, r=3,0 мм, r1=1,2 мм динамическую Сr=80 кН и статическую С0г=62 кН грузоподъемности. Здесь D — диаметр, наружного кольца подшипника; Т— осевой размер роликоподшипников. Факторы нагрузки е=0,30; Y=1,97; Yo=1,08.
5. Определение геометрических параметров ступеней валов.
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d длину l.
где Мк=Т2=крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Т2=1107,2 Н*м.
[τ]к - допускаемые напряжения на кручение, [τ]к=20 Н/мм2
По ГОСТу 66.36-69 принимаем d1=52 мм.
По ГОСТу 66.36-69 принимаем l1=58 мм.
5.2 Под уплотнения крышки с отверстием и подшипник:
где t — значение высоты буртика определяется в зависимости от диаметра d1.
По ГОСТу 66.36-69 принимаем d2=60 мм.
По ГОСТу 66.36-69 принимаем l2=78 мм.
где r — координаты фаски подшипника определяются в зависимости от диаметра d1.
По ГОСТу 66.36-69 принимаем d3=70 мм.
l3 определяется графически на эскизной компоновке.
Обозначение 7312 – средняя серия d=60мм → T=34,0мм и c=27 мм.
6. Расчетная схема валов редуктора.
Если D=130 мм, то выбираем крышку (ГОСТ 18512-73) →H=23 мм.
6.1 Реакции опоры в вертикальной плоскости :
6.2 Реакции опоры в горизонтальной плоскости:
6.3 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
6.4 Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
6.5 Радиальные нагрузки в подшипниках:
7. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте Мсум: одно—на 3-й ступени под колесом; второе— на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой .
8.2. Определяем источники концентрации напряжений в опасных сечениях.
а) Опасное сечение 2-й ступени тихоходных валов определяют два концентратора напряжений — посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью r между 2-й и 3-й ступенью с буртиком t= (d3 — d2)/2 :
б) Концентрацию напряжений на 3-й ступени для тихоходных валов определяют— посадка колеса с натягом и шпоночный паз.
8.3 Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2.
а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σа равна расчетным напряжениям изгиба σи:
где М=997924,94 Н*м — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,
— осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τа равна половине расчетных напряжений кручения τк:
где Мк=T2 =1107.2 Н*м — крутящий момент, ,
— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
8.4 Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала, с поверхностным упрочнением:
где Кσ=1,7 и Кτ=2 — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются.
Kd=0,67— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
Kf=1,0— коэффициент влияния шероховатости.
8.5 Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:
где σ-1 =410 Н/мм2и τ-1≈0,58* σ-1=237,8 Н/мм2 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,
8.6 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
8.7 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
где [S] допускаемый коэффициент запаса прочности. [S]=1,6…2,1.
Проверить пригодность подшипника 27312 тихоходного вала червячного редуктора.
Подшипники установлены по схеме в распор:
а) Определяем составляющие радиальных реакций:
где e –коэффициент влияния осевого нагружения, e=0.3;
Rs – осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника.
б) Составляем осевые нагрузки подшипников, так как Н,
где Fа – осевая сила в зацеплении, Fа=3569Н,
Rа – осевая нагрузка подшипника, Н.
, где V – коэффициент вращения, V=1 – при вращающемся внутреннем кольце подшипника.
г) По соотношениям: и выбираем соответствующие формулы для определения RE:
где Kσ – коэффициент безопасности, Kσ=1;
KT – температурный коэффициент, KT=1,0;
X – коэффициент радиальной нагрузки, X=0,4;
Y – коэффициент осевой нагрузки, Y=1.97.
д) Определяем динамическую грузоподъёмность по большему значению эквивалентной нагрузки:
RE – эквивалентная динамическая нагрузка, RE2=9893,7Н;
m – показатель степени, m=3.33 – для роликовых подшипников;
а23 – коэффициент учитывающий качества подшипников и качества по эксплуатации, а23=0,6…0,7 – для роликовых конических подшипников;
Lh – требуемая долговечность подшипников, Lh=11212,8 ч.
д) Определяем долговечность подшипника:
V КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.
lст=l,1*70=78 мм. Примем lст=78 мм.
Толщина С = 0,5(S + δ ст )≥ 0,25* b2,
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на срез и смятие.
где Ft – окружная сила на шестерне или колесе,
Aсм =(0,94*h-t1)*lр – площадь смятия, мм; lр=l-b – рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами, мм (l – полная длина шпонки, определённая на конструктивной компоновке), b,h,t1 – стандартные размеры.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Изд-е 2-е - Калининград, 1999. – 454с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2. – М.: Машиностроение, 1979. – 559 с.

Название: Проектирование привода к цепному конвейеру
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 14:28:13 25 марта 2007 Похожие работы
Просмотров: 3389
Комментариев: 16
Оценило: 6 человек
Средний балл: 5
Оценка: 5   Скачать

Если Вам нужна помощь с учебными работами, ну или будет нужна в будущем (курсовая, дипломная, отчет по практике, контрольная, РГР, решение задач, онлайн-помощь на экзамене или "любая другая" учебная работа...) - обращайтесь: https://clck.ru/P8YFs - (просто скопируйте этот адрес и вставьте в браузер) Сделаем все качественно и в самые короткие сроки + бесплатные доработки до самой сдачи/защиты! Предоставим все необходимые гарантии.
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Проектирование привода к цепному конвейеру
Курсовая работа: Психология и педагогика профессиональной деятельности
Дети Со Сложными Нарушениями Курсовая
Реферат: Развитие и размещение отраслей топливно-энергетического комплекса России. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Принципы монограммирования в музыкальном искусстве
Проектирование Зданий Сооружений Курсовая
Реферат: Стекло в интерьере
Реферат по теме Место интуиции в научном познании
Реферат: Societal Changes To Improve Living Conditions Essay
Эссе По Английскому Языку Граффити
Сочинение Белая Гвардия Булгаков
Диссертация Принципы И Критерии Эффективности Управления Персоналом
Курсовая работа по теме Особенности мотивации и стимулирования персонала организации ООО 'Фуд брейк'
8 Том Собрания Сочинений Германа Гессе
Реферат по теме Парадоксы старения
Контрольная работа по теме Банківська документація, реквізити банківських документів
Реферат: Седов Григорий Александрович
Рубежная Контрольная Работа По Общей Экологии
Реферат: Виды туризма
Реферат На Тему Электромагное И Инфракрасное Излучение, Их Влияние На Транспорт И Психологическое Состояние Человека
Реферат по теме Об оплате командировочных расходов в иностранной валюте
Сочинение: Евангельские эпизоды "Плаха"
Реферат: Ценообразование
Доклад: Государственный Исторический Музей