Проектирование привода технологического оборудования - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектирование привода технологического оборудования

Расчёт энергосиловых и кинематических параметров привода. Передаточные числа по ступеням привода и частоты вращения валов. Расчёт конической передачи с круговым зубом. Проверка по контактным напряжениям. Расчёт валов, шпонок и подбор подшипников.


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.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ»
Механико-машиностроительный факультет
Проектирование привода технологического оборудования
1.1 Требуемая мощность электродвигателя
P тр =P/з 0 , то есть P тр =(F*V)/з о .
з 0 =з з.ц.п. *з з.к.п. * з п 4 =0,98Ч0,97Ч0,99 4 =0,913;
где з з.ц.п. =0,98 (КПД зубчатой цилиндрической передачи);
з з.к.п. =0,97 (КПД зубчатой конической передачи);
з п. =0,99 (КПД пары подшипников качения);
Тогда P тр =12*0,8/0,913=10,55 кВт.
1.2 Определение частоты вращения ведущего вала и подбор электродвигателя
Требуемая частота вращения барабана:
Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона
n с =(15…20)n III =(15…20)38.22=573.3…764.4 мин -1
По требуемой мощности из таблицы приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P э =11 кВт, синхронной частотой вращения n с =750 об/мин и коэффициентом удельного скольжения S=2,5%.
1.4 Передаточные числа по ступеням привода и частота вращения валов
P II = Р I *з п *з з.к.п. =10.55*0.99*0.97 =10,24 кВт
P III = Р II *з п 2 *з з.ц.п. =10.24*0.99 2 *0.98= 9,83 кВт
T I = 9550*(10.55/731.25)=137.78 Н*м;
T II = 9550* (10.24/182.81)=534.94 Н*м;
T III = 9550*(9.83/40.62) =2311.1 Н*м;
Тип зуба - Косой. Тип передачи - Нереверсивная.
Крутящий момент на шестерне Т I = 137.78 Н*м.
Частота вращения шестерни n 1 = 731.25 мин -1 .
Коэффициент использования передачи:
Cрок службы передачи в годах - L = 10 лет
Продолжительность включения - ПВ = 15 %
НB 1 = 0,5•( НB 1 min + НB 1 max ) = 0,5•(269+302) = 285.5,
НВ 2 = 0,5•( НВ 2 min + НВ 2 max ) = 0,5•(235+262) = 248.5.
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
H lim j предел контактной выносливости определим по формуле,
H lim 1 =2*HB 1 +70=2*285.5+70=641 МПа
H lim 2 = 2*HB 2 +70=2*248.5+70=567 МПа
S H j коэффициент безопасности (табл.2.1 [1]),
K HLj - коэффициент долговечности;
здесь N H 0 j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [1]),
N H 0 1 = 23,510 6 N H 0 2 = 16,810 6
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: h = 0,125
Суммарное время работы передачи в часах
t h = 365L24K г К с ПВ = 36510240,60,70,15 = 5518,8 ч
где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;
n j - частота вращения j-го колеса, n 1 = 731.25 мин -1 , n 2 = 182.81 мин -1 ;
N 1 =60*731.25*1*5518.8=2,42 8 ; N 2 =60*182.81*1*5518.8=0,6*10 8
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N HE j = h N Уj ;
N HE 1 = 0.125*2.42*10 8 = 30.25*10 6 N HE 2 =0.125*0.6*10 8 = 7.5*10 6
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
HP 1 ==515,45 МПа HP 2 = 465.45 МПа
Для конических передач с прямым зубом HP =0.45*( HP 1 + HP 2 ) 1.15 HP min .
Допускаемые контактные напряжения передачи:
где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4.1 [1]),
F lim 1 = 1.75*285.5= 499.625 МПа F lim 2 = 1.75*248.5= 434.875 МПа
S Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.4.1 [1]), S F 1 = 1,7, S F 2 = 1,7;
K FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода, (табл.4.1 [1]) K FC 1 = 1, K FC 2 = 1
K FLj коэффициент долговечности при изгибе:
здесь q j - показатели степени кривой усталости: q 1 = 6, q 2 = 6 (табл.3.1 [1]);
N F 0 - базовое число циклов при изгибе; N F 0 = 4*10 6 .
N FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N FE j = Fj N У j .
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3.1[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки
N FE 1 =0,038*2,48*10 8 =9.2*10 6 , N FE 2 =0,038*0.6*10 8 =2.28*10 6
2.4 Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное отношение
Расчетное значение модуля (стр.44 [1])
Округлим модуль до ближайшего стандартного значения из первого ряда таблицы 11.1 [1]: m te =2.5 мм;
округлим до ближайшего целого числа Z 1 =36.
2.5 Геометрические параметры передачи
Внешние делительные диаметры колеса и шестерни:
d e2 =m te *Z 2 =2.5*142=355 мм, d e1 =m te *Z 1 =2.5*36=90 мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
d ae1 = d e1 +2*(1+x 1 )*m te *cosд 1 = 90+2*(1+0,3125)*2.5*0,971= 96.361 мм,
d ae2 = d e2 +2*(1-x 1 )*m te *cosд 2 = 355+2*(1-0.3125)*2.5*0.242= 355.846 мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
d fe1 = d e1 -2*(1.2-x 1 )*m te *cosд 1 = 90-2*(1.2-0,3125)*2.5*0,971= 85.7 мм,
d fe2 = d e2 +2*(1.2+x 1 )*m te *cosд 2 = 355-*(1.2+0.3125)*2.5*0.242= 353.91 мм.
Определить углы делительных конусов шестерни д 1 и колеса д 2 :
д 2 = arctg U ф =arctg 3.94=76 ? , д 1 =90-76 ? =14 ?
Определить внешнее конусное расстояние R e , мм:
Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:
где =0,285 - коэффициент ширины венца.
b=0,285*182.92=52.1322, округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 (с.12 [1]), b= 53 мм.
2.7 Средняя окружная скорость в зацеплении
Где d m 1 =d e 1 *(1-0.5*)- средний делительный диаметр шестерни,
===0.290, тогда d m 1 =90*(1-0.5*0.290)=76.95,
Назначаем степень точности по таблице 8.1 [1], n c т =8.
2.8.1 Проверка контактной прочности зубьев
Условие контактной прочности передачи имеет вид .
K Н - коэффициент контактной нагрузки,
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
Динамический коэффициент определим по табл.15.1. [1]
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле
2.8.2 Проверка изгибной прочности зубьев
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
K F - коэффициент нагрузки при изгибе;
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
K F в = 0.18+0.82*K Hв = 0.18+0.82*1.074= 1.061
Динамический коэффициент при НВ 2 < 350
K FV =1+1.5( K Н V -1) = 1+1.5(1.15-1)= 1.225.
В результате получим K F = 1.061*1.225 = 1.3.
Y F 1 =3.47 + + 0.092* = 3.47+ + 0.092*0.3125 2 =3.6,
Y F 2 =3.47 + + 0.092* = 3.47+ + 0.092*(-0.3125) 2 =3.52.
Принимая, что направление вращения шестерни совпадает с направлением винтовой линии ее зубьев, определим радиальную и осевую силы на шестерне:
F r1 = F t1 *tgб*cosд 1 = 3581*tg20*cos 14= 1263.3 Н,
F a1 = F t1 *tgб*sinд 1 = 5284*tg20*sin14= 320.6 Н
F r2 =F a1 =1263.3Н, F a2 =F r1 =320.6 Н.
Пункт 3. Расчет цилиндрической косозубой передачи
Тип зуба - Косой. Тип передачи - Нереверсивная.
Крутящий момент на шестерне Т II = 534.94 Н*м.
Частота вращения шестерни n 1 = 182.81 мин -1 .
Коэффициент использования передачи:
Cрок службы передачи в годах - L = 10 лет
Продолжительность включения - ПВ = 15 %
НB 1 = 0,5•( НB 1 min + НB 1 max ) = 0,5•(269+302) = 285.5,
НВ 2 = 0,5•( НВ 2 min + НВ 2 max ) = 0,5•(235+262)= 248.5.
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
H lim j предел контактной выносливости определим по формуле,
H lim 1 =2*HB 1 +70=2*285.5+70=641 МПа
H lim 2 = 2*HB 2 +70=2*248.5+70=567 МПа
S H j коэффициент безопасности (табл.2.1 [1]),
K HLj - коэффициент долговечности;
здесь N H 0 j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [1]),
N H 0 1 = 23,510 6 N H 0 2 = 16,810 6
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: h = 0,125
Суммарное время работы передачи в часах
t h = 365L24K г К с ПВ = 36510240,60,70,15 = 5518,8 ч
где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;
n j - частота вращения j-го колеса, n 1 = 116.07 мин -1 , n 2 = 38.21 мин -1 ;
N 1 =60*182.81*1*5518.8=0,605 8 ; N 2 =0,605 8 /4.5=0,134 8
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N HE j = h N Уj ;
N HE 1 = 0.125*0.605*10 8 = 7.56*10 6 N HE 2 =0.125*0.134*10 8 = 1.67*10 6
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
Для косозубой передачи HP =0.45*( HP 1 + HP 2 ) 1.23 HP min .
Допускаемые контактные напряжения передачи:
где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4.1 [1]),
F lim 1 = 1.75*285.5= 499.625 МПа F lim 2 = 1.75*248.5= 434.875 МПа
S Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.4.1 [1]), S F 1 = 1,7, S F 2 = 1,7;
K FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода, (табл.4.1 [1]) K FC 1 = 1, K FC 2 = 1
K FLj коэффициент долговечности при изгибе:
здесь q j - показатели степени кривой усталости: q 1 = 6, q 2 = 6 (табл.3.1 [1]);
N F 0 - базовое число циклов при изгибе; N F 0 = 4*10 6 .
N FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N FE j = Fj N У j .
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3.1[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки
N FE 1 =0,038*0,605*10 8 =2.3*10 6 , N FE 2 =0,038*0.134*10 8 =0.509*10 6
Определяем из условия контактной прочности:
где - коэффициент вида передачи, = 410 для косозубых колес.
K Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K Н =1.2.
Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач= 0,4 (ряд по ГОСТ 2185-66 на с.11 [1]).
Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.6.1 [1]).
3.3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m n )
m n = =(0,01…0,02)*315=3,15…6,3 мм.
Округлим m до стандартного значения (табл.5.1. [1]): m n = 5
где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.
Полученное значение округлим до ближайшего целого числа Z У '=124.
Уточним для косозубой передачи делительный угол наклона зуба
Округлим полученное значение до ближайшего целого: Z 1 =23.
Значение u ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.
Для непрямозубых передач Z 1 min =17*cos 3 в; (Z 1 min =16,59) (0.25*b=0.25*50=12.5 мм), выберу c=12.5 мм, S о >1.2*m te , то есть , S о >4.8 мм. Радиусы закруглений и уклон, R>10, г?7 ? , d отв. ?25 мм. На торцах зубьев выполняют фаски с округлением до стандартного значения при необходимости, размером f= 0.5*m te =0.5*4=2 мм.
где T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;
h - высота шпонки; t 1 - глубина паза на валу; l р - рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l р =l - b, здесь l - длина шпонки, назначают из стандартного ряда на 5 … 10 мм меньше длины ступицы; b - ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.
Размеры шпонки под коническое зубчатое колесо при d=80 мм, l ст =72 мм, мм
Размеры шпонки под коническое зубчатое колесо при d=80 мм, lст=72 мм, мм
Проверочный расчет призматической шпонки под цилиндрическое зубчатое колесо при d=101 мм, l ст =101 мм на смятие дал результат
Если , то допускается установка двух шпонок под углом 180°, однако более рациональным вариантом является переход к шлицевому соединению.
Размеры шпонки для соединения вала I с полумуфтой при d=38 мм, l 1 =58 мм, мм
Размеры шпонки для соединения вала I с полумуфтой при d=38 мм, l1 =58 мм, мм
Размеры шпонки для соединения вала III с полумуфтой при d=80 мм, l 1 =130 мм, мм
Размеры шпонки для соединения вала III с полумуфтой при d=80 мм, l1 =130 мм, мм
Силовая схема нагружения валов редуктора:
Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны муфт, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.
В цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо - с правым; в конических передачах с круговыми зубьями - шестерню с правым зубом, колесо- с левым. Привод реверсивный, направление вращения двигателя можно выбрать произвольно. Примем вращение двигателя по ходу часовой стрелки, если смотреть со стороны вершины делительного конуса шестерни в конической передаче; возникающая при этом осевая сила на шестерне Fa 1 будет направлена к основанию делительного конуса, что исключит заклинивание зубьев в процессе зацепления. Силы F t 1 и F t 2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T 1 и T 2 , приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F t 1 направлена противоположно вращению шестерни, F t 2 - по направлению вращения колеса. Консольная сила от муфты F м перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении окружной силы F t может быть любым, в зависимости от случайных неточностей монтажа муфты. Поэтому рекомендуется принять худший случай нагружения - направить силу F м противоположно силе F t , что увеличит напряжения и деформацию вала. Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направить противоположно направлению окружных F t и радиальных сил F r в зацеплении редукторной передачи.
Схема привода ленточного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения валов привода. Определение зубчатых передач и диаметров валов. Выбор подшипников качения. Проверочный расчёт нагруженного вала и шпоночных соединений. курсовая работа [326,3 K], добавлен 14.11.2008
Выбор электродвигателя, расчет частоты вращения валов. Расчеты цилиндрической прямозубой передачи. Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям. Проектный расчет и конструирование быстроходного вала. Расчеты подшипников качения. курсовая работа [185,3 K], добавлен 12.03.2010
Кинематический расчёт привода коническо-цилиндрического редуктора. Расчёт клиноременной передачи привода, зубчатых конической и цилиндрической передач. Эскизная компоновка редуктора, расчёт валов на сложное сопротивление, проверочный расчёт подшипников. курсовая работа [564,0 K], добавлен 14.10.2011
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки. курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013
Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колёс. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников. Размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников. Расчёт шпонок на смятие. курсовая работа [1,1 M], добавлен 09.06.2015
Расчет привода на долговечность, выбор мощности двигателя и передаточных отношений привода. Определение чисел оборотов валов, их мощностей. Расчет главных характерных параметров открытой и закрытой передач. Подбор муфты, валов, подшипников и шпонок. курсовая работа [105,5 K], добавлен 10.06.2015
Проектировочный и энерго-кинематический расчёт быстроходной и тихоходной цилиндрической передачи, выбор материалов. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба и на статическую прочность. Расчёт элементов корпуса, валов, шпоночных соединений, подшипников. курсовая работа [4,9 M], добавлен 07.12.2014
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



Проектирование привода технологического оборудования курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат по теме Миссия, как конкурентное преимущество в нестабильной рыночной среде
Контрольная работа по теме Основания и порядок реализации права граждан РФ на жилище
Контрольная работа: Бухгалтерский учет на железнодорожном транспорте
Сочинение Сильная Личность Пример
Сочинение по теме Балтрушайтис Ю.К.
Реферат На Тему Учет Инфляции При Разработке Инвестиционного Проекта
Сочинение Рассуждение На Тему Молчалин И Скалозуб
Реферат по теме Имущественные правоотношения между супругами в современной России
Реферат по теме Основные этапы индивидуального развития человека
Реферат: Одноклеточные альтруисты
Увольнение За Виновные Действия Работника Реферат
Реферат: Философия Эриха Фромма. Скачать бесплатно и без регистрации
Дипломная работа: Уголовная ответственность за незаконное предпринимательство
Сочинение О Прочитанной Книге 8 Класс
Научная работа: Математическая модель процесса вытяжки трубчатой заготовки
Реферат по теме Первичные иммунодефициты
Вид Практической Работы
Реферат: Римська династія імператорів Юліїв - Клавдіїв
Сочинение По Физкультуре 2 Класс
Курсовая работа по теме Рыночная система Республики Беларусь
Разработка информационной системы института заочного и дополнительного профессионального образования - Программирование, компьютеры и кибернетика дипломная работа
Исследование социальных проблем детей в социальной рекламе - Маркетинг, реклама и торговля дипломная работа
Стан та розвиток професійно-технічних навчальних закладів швейного профілю в Україні в 1958-2008 рр. - Педагогика дипломная работа