Привод к ленточному конвейеру - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод к ленточному конвейеру

Определение передаточных чисел привода и его ступеней. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет открытой передачи. Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора. Определение сил в зацеплении закрытой передачи.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений
7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Проверочный расчет смежных винтов подшипниковых узлов
11. Масса и технический уровень редуктора
Курсовое проектирование имеет очень большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, тат как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам.
Курсовой проект по Прикладной механике является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчета на прочность, жесткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин и базирующейся на всех видах уже изученных студентами дисциплинах, подготавливает студентов к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, а также к выполнению дипломного проекта.
Спроектировать привод к ленточному конвейеру.
Окружное усилие на барабане Ft = 3,6 кН, окружная скорость барабана v = 1,0 м/с, диаметр барабана D = 300 мм.
Определим мощности и частоты вращения двигателя
Требуемая мощность рабочей машины Ррм, кВт:
Ррм = Ft•v = 3,6 кН • 1 м/с = 3,6 кВт
Общий коэффициент полезного действия привода:
где зп = 0,97 - КПД закрытой передачи;
общ = 0,97•0,93•0,992•0,99 = 0,875.
Требуемая мощность двигателя Рдв, кВт:
Номинальная мощность двигателя Рном, кВт (определяется то таблице 9 Методические указания к курсовому проекту):
Процент перегрузки , что меньше 5%.
Определение передаточных чисел привода и его ступеней
Частота вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:
где рм - угловая скорость вращения барабана.
Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности:
Определим передаточные числа ступеней привода.
Примем передаточное число редуктора uзп = 4 (выбирается из 1-го ряда для номинальных значений передаточных чисел в зубчатых редукторах общего назначения - примечание 3 Методические указания к курсовому проектированию), тогда
Итак, выбираем второй вариант, при котором u1 = 22,77; nном = 1450 об/мин; двигатель АО2 - 41 - 4 с номинальной мощностью Рном = 4 кВт.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Р1 = Рдв•м•подш = 4,11 кВт•0,99•0,99 = 4,03 кВт
Р2 = Р1•зп•подш = 4,03 кВт•0,97•0,99 = 3,87 кВт
Ррм = Р2•оп = 3,87 кВт•0,93 = 3,6 кВт
Частота вращения n, об/мин и угловая скорость , рад/с.
n1 = nном = 1450 об/мин; 1 = ном = 151,8 рад/с
Т1 = Тдв•м•подш = 27 Н•м • 0,99•0,99 = 26,5 Н•м
Т2 = Т1•uзп•зп•подш = 26,5 Н•м • 4•0,97•0,99 = 101,8 Н•м
Трм = Т2•uоп•оп = 101,8 Н•м • 5,7•0,93 = 539,6 Н•м
3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений
Выбор твердости, термообработки и материала колес.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твердости колеса НВ2. В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираются одинаковыми.
По таблице 3.1 (Шейнблит) определяем марку стали:
40Х; твердость 350 НВ; термообработка - улучшение.
По таблице 3.2 (Шейнблит) определяем механические характеристики стали 40Х.
Определение допускаемых контактных напряжений []н, Н/мм2.
где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (таблица 3.3 Шейнблит);
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
t = 8 ч/сут•300 дней/год•5 лет = 12000 ч - срок службы.
N1 = 60•1450 об/мин•12000 ч = 1,04•109
N2 = 60•362,5 об/мин•12000 ч = 2,6•108
Т.к. Ni > NHОi, то принимаем KHLi = 1.
Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжения NHO1 и NHO2.
По таблице 1.2 Расчет передач. (Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике).
Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни []Н1 и колеса []Н2:
где n = 1,1 - коэффициент безопасности (при улучшении).
Расчет ведем по менее прочным зубьям: []Н = []Н2 = 518,2 Н/мм2.
Определение допускаемых напряжений изгиба []F, Н/мм2.
Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:
где NFO = 4•106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
Допускаемое напряжение изгиба []FO, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжений NFO.
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2:
где KFC = 1 - коэффициент реверсивности;
n = 1,75 - коэффициент безопасности для колес из поковок и штамповок.
Определить основной параметр - межосевое расстояние аw, мм:
где Ka = 49,5 - вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач);
u = 4 - передаточное число редуктора;
Т2 = 101,8 Н•м - вращающий момент на тихоходном валу;
ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. Определяется по коэффициенту bd ширины колеса относительно длины колеса.
[]H = 518,2 МПа - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;
KH = 1 - коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (для постоянной нагрузки).
Округляем полученное значение межосевого расстояния до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров (1-й ряд приложение 2.Методические указания к курсовому проектированию).
где Km = 6,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
d2 - делительный диаметр колеса, мм:
[]F = 257 МПа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.
Округлим полученное значение модуля зацепление до ближайшего большего значения из стандартного ряда (1-й ряд приложение 1 Методические указания к курсовому проектированию).
Т.к. для прямозубых передач = 0, то cos = 1, следовательно,
Определим делительный диаметр шестерни.
Определим основные геометрические параметры зубчатых колес.
da1 = d1 + 2m = 40 мм + 2•1 мм = 42 мм
da2 = d2 + 2m = 160 мм + 2•1 мм = 162 мм
df1 = d1 - 2,4m = 40 мм - 2,4•1 мм = 37,6 мм
df2 = d2 - 2,4m = 160 мм - 2,4•1 мм = 157,6 мм
b1 = b2 + (2…4) мм = 40 мм + 4 мм = 44 мм
Проверим напряжения изгибов зубьев шестерни F2 и колеса F1, МПа.
Эквивалентные числа зубьев шестерни zv1 и колеса zv2.
Коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2.
Выберем из таблицы 4.4 Шейнблит значения коэффициентов:
Проверочный расчет следует делать только по колесу вследствие меньшего значения отношения .
где Y = 1 - коэффициент наклона зубьев;
KF = KF = 1,1 - коэффициент нагрузки.
Сводная таблица результатов расчета
Т1 = 101,8 Н•м = Т2 - вращающий момент на ведущей звездочке (равен вращающему моменту на тихоходном валу редуктора);
Кд = 1 - динамичность нагрузки - равномерная;
Кс = 1 - способ смазывания - капельный;
Крес - регулировка межосевого расстояния (для передачи с нерегулируемым натяжением Крес = 1,25);
Кр = 1 - режим работы - односменный;
z1 - число зубьев ведущей звездочки
u - передаточное число цепной передачи, u = 5,7.
Данное значение числа зубьев ведущей звездочки округлим до ближайшего целого нечетного числа, т.е. z1 = 17.
[p]ц = 29 МПа - допускаемое давление в шарнирах цепи (зависит от частоты вращения ведущей звездочки n2 = 362,5 об/мин, ожидаемого шага цепи и выбирается из таблицы 5.8 Шейнблит;
Определить число зубьев ведомой звездочки.
Согласно ГОСТ 13568 - 75 принимаем цепь с шагом р = 15,875 мм, диаметром вала dв = 5,08 мм, длиной втулки l0 = 13 мм.
Aоп = 0,28•р2 = 0,28•(15,875 мм)2 = 70,56 мм2
Определить окружное усилие, передаваемое цепью.
(Здесь Р = Р2 на тихоходном валу редуктора)
Таким образом, принятая цепь не удовлетворяет условию износостойкости. Возьмем цепь с шагом р = 19,05 мм, dв = 5,94 мм, l0 = 18 мм.
Окружное усилие, передаваемое цепью.
Таким образом, данная цепь удовлетворяет условию износостойкости.
Полученное значение числа звеньев цепи округлим до большего четного числа. Таким образом, = 142.
Определяем окончательное межосевое расстояние.
f = 0,02•а = 0,02•772 мм = 15,44 мм
Fr = 1,15•Ft = 1,15•2374 H = 2730 H
Определим геометрические размеры звездочек.
где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;
- геометрическая характеристика зацепления,
где d1 = 5,94 мм - диаметр ролика шарнира.
Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора
Определение сил в зацеплении закрытой передачи
Определение сил в зацеплении редуктора рассматривалось в пункте 8 расчета закрытой передачи.
Окружная сила - Ft1 = Ft2 = 1,3 кН;
Радиальная сила - Fr1 = Fr2 = 473 кН;
где KB = 1,15 - коэффициент нагрузки вала;
где Kf = 6 - коэффициент провисания для горизонтальных передач;
q = 1,9 кг/м - удельная масса цепи;
g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения.
F0 = 6•1,9 кг/м•772•10-3 м•9,81 м/с2 = 86,3 Н,
Fоп = 1,15•2374 Н + 2•86,3 Н = 2902,7 Н.
Примем среднее значение, т.е. FM = 700 Н.
Силовая схема нагружения валов редуктора.
Направление линий зуба колес: в цилиндрических передачах принимается колесо с правым зубом, шестерня - с левым.
Определить направление вращения быстроходного и тихоходного валов (1 и 2).
Определить направления сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением линии зуба колес и вращения валов: на шестерне Fr1, Ft1; на колесе Fr2, Ft2.
Силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы их моменты уравновешивали моменты T1 и Т2, Ft1 против 1, Ft2 по 2.
Определить направление консольных сил на выходных концах валов.
консольная сила от цепной передачи Fоп перпендикулярна оси вала и направлена горизонтально;
консольная сила от муфты FM перпендикулярна оси вала и направлена противоположно силе Ft1.
Определить направление радиальных реакций в подшипниках.
Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направлены противоположно направлению окружных (Ft1, Ft2) и радиальных (Fr1, Fr2) сил в зацеплении.
Точка приложения реакций - середина подшипника.
Определить направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Выбор допускаемых напряжений на кручение.
для быстроходного вала []к = 15 МПа;
Определение геометрических параметров ступеней валов.
1-ая под элемент открытой передачи или полумуфту
Т1 = 26,5 Н•м - вращающий момент на быстроходном валу
Т2 = 101,8 Н•м - вращающий момент на быстроходном валу
2-ая под уплотнение крышки и подшипник
d2 = 20 + 2•2 = 24 = 25мм d2 = 32 + 2•2,5 = 37 = 40 мм
d3 = d2 + 3,2r; r - координата фаски подшипника r = 1,6
определяется графически на компоновке
Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов.
быстроходный вал цилиндрического редуктора
тихоходный вал цилиндрического редуктора
Предварительный выбор подшипников качения.
По таблице 7.2 Шейнблит определим тип, серию и схему установки подшипников и по таблице К-27 определим основные параметры подшипников.
Для цилиндрических передач при аw < 200 мм: радиальные шариковые однорядные подшипники, серия легкая, схема установки - 3 (враспор).
8. Расчетная схема валов редуктора
Ft1 = 1300 Н; Fr1 = 473 H; FM = 700 H; d1 = 20 мм; lБ = 83 мм; lМ = 58,5 мм.
Эпюры изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал).
строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н•м.
Знак «-» означает, что сила направлена в противоположную сторону по сравнению с показанным направлением на схеме.
строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н•м.
MY1 = 0; MY2 = -FM•lM = -700 H•0,0585 м = -41 Н;
Определяем суммарные радиальные реакции:
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Ft2 = 1300 Н; Fr2 = 473 H; Fоп = 2902,7 Н; d2 = 40 мм; lT = 91 мм; lоп = 57,5 мм.
Эпюра изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал).
строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н•м.
Знак «-» означает, что сила направлена в противоположную сторону по сравнению с показанным направлением на схеме.
2902,7 + 1184,1 + 1300 - 5386,8 = 0;
строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н•м:
MY1 = 0; MY3 = RDX•lT = = -1184,1 H•0,091 м = = -107,8 Н; MY4 = 0.
Определяем суммарные радиальные реакции:
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
где Сr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника;
Crp - расчетная динамическая грузоподъемность
RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
- угловая скорость вращения соответствующего вала;
Lh - требуемая долговечность подшипника;
Lh 10000 ч. (ГОСТ 16162 - 85), в данном случае Lh = 12000 ч.
Rr = Fr = 473 H - радиальная нагрузка подшипника;
Кб = 1,25 - коэффициент безопасности;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Величины V, Kб, КТ выбираются из таблица 9.1 Шейнблит.
Величины V, Kб, КТ те же, что и для быстроходного вала.
где Ft - окружная сила на шестерне или колесе,
Aсм = (0,94h - t1)lp - площадь смятия, мм2,
lp = l - b - рабочая длина шпонки со скругленными концами,
b, h, t1 - стандартные размеры (таблица К42 Шейнблит);
[]см - допускаемое напряжение на смятие, МПа,
[]см = 110…190 МПа - для стальной ступицы.
Асм = (0,94•6 - 3,5)•16 = 34,24 мм2,
Проверочный расчет смежных винтов подшипниковых узлов
Диаметр винта d = 12 мм, шаг резьбы р = 1,75, класс точности 6.8 из стали Ст 35 по ГОСТ 11738 - 84.
Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника RY = 236,5 Н
где Fp - расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н:
где FB = 0,5RY = 0,5•236,5 = 118,25 H;
Кз = 1,5 - коэффициент затяжки при постоянной нагрузке;
Х = 0,27 - коэффициент основной нагрузки (соединение чугунных деталей);
Fp = [1,5•(1 - 0,27) + 0,27]•118,25 = 161,4 H.
А - площадь опасного сечения винта, мм2:
dp = d - 0,94p = 12 - 0,94•1,75 = 10,355 мм,
[] - допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, МПа:
[] = (0,2…0,25)т = 0,25•480 = 120 МПа
Суммарные реакции принимаем из пункта 8, т.к. расстояния между точками приложения реакций (lБ, lT), консольных нагрузок (lоп, lМ) изменились незначительно.
Определит напряжения в опасных сечениях вала, МПа.
Wнетто = 0,1•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит;
М - суммарный изгибающий момент, Н•м (пункт 8).
Wнетто = 0,2•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит.
Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.
K, K - выбираются из таблицы 11.2 Шейнблит.
сечение 2: К = 1,45; К = 1,3; Кd = 0,77;
Пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
Т.к. S > [S], то прочность обеспечена.
Определит напряжения в опасных сечениях вала, МПа.
Wнетто = 0,1•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит;
М - суммарный изгибающий момент, Н•м (пункт 8).
Wнетто = 0,2•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит.
Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.
K, K - выбираются из таблицы 11.2 Шейнблит.
сечение 2: шпоночный паз: К = 2,025; К = 1,875; Кd = 0,73;;
сечение 3: галтель: К = 1,75; К = 1,45; Кd = 0,73; ; ;
Пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.
Т.к. S > [S], то прочность обеспечена.
11. Масса и технический уровень редуктора
где - коэффициент заполнения. Определяется по графику 12.1 Шейнблит в зависимости от межосевого расстояния аw;
V = L•B•H = 260•145•220 = 8,294•106 мм3,
m = 0,45•7300•8,294•106•10-9 = 27,2 кг.
Определение критерия технического уровня редуктора.
Качественная оценка технического уровня редуктора.
= 0,267 > 0,2 - низкий; редуктор морально устарел.
Производство такого редуктора экономически неоправданно.
Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения: Справочник. - М., 1975.
Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. - М., 1998.
Дунаев Л. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. - М., 1998.
Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1998.
Иосилевич Г. Б., Лебедев П. А., Стреляев В. С. Прикладная механика. М.: Высшая школа, 1985.
Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Козинцев Б. С. и др. Проектирование механических передач. - М., 1984.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтарь, 2002.
Строков В. Л. Курсовое проектирование по Прикладной механике. Методические указания и задания к курсовому проектированию. - Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2001.
Строков В. Л. Лабораторные работы по Прикладной механике. Методические указания. Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2001.
Строков В. Л. Расчет передач. Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике. - Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2002.
Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес. курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012
Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора. курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес. задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010
Определение передаточных ступеней привода, вращающихся моментов на валах, угловых скоростей, консольных сил, допускаемых напряжений. Выбор твердости, термообработки, материала колес. Расчет клиноременной передачи, энергокинематических параметров привода. курсовая работа [1,7 M], добавлен 21.12.2012
Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012
Проект привода к ленточному конвейеру: кинематическая схема. Расчёт электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор зубчатой муфты, определение частоты вращения выходного вала; сборка редуктора, система смазки. курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.02.2011
Подбор электродвигателя и определение номинальной мощности на выходе привода. Использование двухступенчатой червячной передачи. Расчет быстроходной и тихоходной передачи, валов редуктора и конструирование червячных колес. Параметры корпуса редуктора. курсовая работа [265,6 K], добавлен 23.10.2011
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Привод к ленточному конвейеру курсовая работа. Производство и технологии.
Курсовая Работа На Тему Емоційність Як Властивість Особистості
Мен Құқылымын Тақырыбына Эссе Жазу
Сочинение Про Животных 5
Реферат: Эризипелоид
Свойство Паров Реферат
Реферат: Исследование воды качественный и количественный анализ
Курсовая работа по теме Денежные доходы и роль социальной политики в рыночной экономике
Реферат: Майбутнє Інтернет
Реферат На Тему Человек История И Современность
Контрольная работа по теме Жилищное право
Сочинение На Тему Листопад Описание
Контрольные Работы 1 Класс Математика Дорофеев
Курсовая работа: Роль гри у навчанні дітей п'ятого року життя
Заказать Отчет По Практике Мфюа
Реферат: Питирим Сорокин русский период творчества
Контрольная Работа На Тему Межотраслевой Баланс
Александр 3 Сочинение Егэ
Курсовая работа по теме Тезаурусное моделирование терминосистемы 'брендинг'
Эссе По Обществу 6 Класс
Курсовая работа по теме Ригидность мышления как фактор недостаточной успешности
Оператори й основні типи даних мови С++ - Программирование, компьютеры и кибернетика контрольная работа
Доверительное управление имуществом - Государство и право курсовая работа
Маркетинговый анализ ОДО "Приттис" - Маркетинг, реклама и торговля контрольная работа