Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора

Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.


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.

Спроектувати привод стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора
1. Електродвигун. 2 Пасова передача. 3 Редуктор. 4 Муфта. 5 Транспортер.
а) Сила на тяжіння стрічки F = кН .
в) Діаметр барабана транспортера D = мм.
відповідно до методичних вказівок Курсовий проект. Загальні положення / - Рубіжне: РПК ЛНУ, 2009. - 16 с.
Строк представлення студентом виконаного і підписаного керівником проекту на затвердження голові циклової комісії 15.06.10 р.
1 . Кінематичний розрахунок рушія. Вибір електродвигуна
Потужність на барабані транспортера Рб, кВт
Загальний коефіцієнт корисної дії привода з,
де а) зп - ККД пасової передачі, зп = 0,95 [1., с.41];
б) зз - ККД зубчатої передачі, зз = 0,96 [1., с.40];
в) зм - ККД муфти, зм = 0,98 [1., с.41];
г) зпп - ККД пари підшипників котіння, зпп = 0,99 [1., с.41];
Необхідна потужність електродвигуна , кВт
Кутова швидкість барабана транспортера б, рад/с
Частота обертання барабана транспортера nб, об/хв
Оптимальне передаточне відношення привода u;
де а) u'n - оптимальне передаточне відношення пасової передачі, u'n = 3 або 4 [1.,с.43];
б) u'з - оптимальне передаточне число зубчастої передачі, u'з = 4 або 5 [1.,с.43];
Необхідна частота обертання електродвигуна n, об/хв
для = кВт і n = об/хв приймаємо електродвигун типу
у якого Р= кВт, n = об/хв [1., табл. К9., с. 384].
Передаточні відношення ступенів приводу)
а) передаточне число зубчатої передачі uз, приймаємо из= 2,8;
б) передаточне відношення пасової передачі uп
Кутові швидкості валів привода , рад/с .
а) кутова швидкість вала електродвигуна ?
б) кутова швидкість швидкохідного вала редуктора 1,
в) кутова швидкість тихохідного вала редуктора 2 ,
г) кутова швидкість барабана транспортера б ,
Обертові моменти на валах привода Т, Н·м:
б) швидкохідний вал редуктора Т1, Н·м
в) тихохідний вал редуктора Т2, Н·м
2 . Розрахунок зубчастої передачі редуктора
Вибір матеріалу зубчастої передачі:
а) за табл. 3.1 [1., с. 49] приймаємо марку сталі:
для шестерні - 40Х, твердість > 45 HRCэ1; для колеса - 40Х, твердість < 350 НВ2.
Різниця середніх твердостей НВ1 ср - НВ2 ср > 70.
б) за табл. 3.2 [1., с. 50] визначимо механічні характеристики сталі 40Х: для шестерні твердість 45...50 HRCэ1 , термообробка - поліпшення та загартування СВЧ, Dпред = 125мм; для колеса твердість 269...302 НВ2 , термообробка - поліпшення, Sпред = 80мм.
в) середня твердість зубів шестерні і колеса
За графіком [1., рис.3.1, с. 48] знаходимо НВ1 ср = 457.
Допустимі контактні напруження для зубів шестерні [у]н1 і [у]н2, МПа.
- кількість циклів навантаження за весь строк служби:
- число циклів зміни напружень Nно , яке відповідає межі витривалості за табл. 3.3 [1., с. 51].
- так як N1 > Nно1, N2 > Nно2, тоді коефіцієнти довговічності КНL1 = 1, а КНL2 = 1 [1., с. 51].
б) за табл. 3.1 [1., с. 49] визначимо допустиме контактне напруження, яке відповідає числу циклів зміни напружень Nно, МПа
[у]но1 = 14 · 47,5 + 170 = 835 МПа;
[у]но2 = 18 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа
- так як НВ1ср - НВ2ср = 457 - 285,5 = 171,5 > 70 і НВ2ср = 285,5 < 350 НВ, тоді косозуба передача розраховується на міцність за середнім допустимим контактним напруженням [у]н = 0,45 [у]н1+ [у]н2,
[у]н = 0,45(835+580,9) = 638 МПа (19)
При цьому умова [у]н = 638 МПа< 1,23 [у]н2 = 1,23 · 580,9 = 714,5 МПа виконується.
Допустимі напруження згину для зубів шестерні [у]F1, і колеса [у]F2, МПа.
- кількість циклів навантаження за весь строк служби:
- число циклів зміни напружень, яке відповідає межі витривалості NFO = 4 · 106 [1.,с.52] для обох коліс.
- так як N1 > NFO1 , а N2 > NFO2 , тоді коефіцієнт довговічності КLF1 = КLF2 = 1.
б) за табл.3.1 [1.,с.49] визначимо допустиме напруження згину, яке відповідає числу зміни напружень NFO:
- для колеса [у]FO2 = 1,03 НВ2ср, (20)
в) допустиме напруження згину [у]F, МПа
для шестерні [у]F1 = КFL · [у]FO1, (21)
- для колеса [у]F2 = КFL2 · [у]FO2, (22)
Так як передача реверсивна, тоді [у]F потрібно змінити на 25 %.
де а) Ка - допоміжний коефіцієнт, для косозубої передачі Ка = 43 [1.,с.58];
б) Шa = - коефіцієнт ширини вінця колеса, для косозубої передачі
г) Т2 - обертовий момент на тихохідному валу редуктора, Т2 =192,21 Н·м;
д) [у]н - допустиме контактне напруження,
е) Кнв - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для зубів які ритираються Кнв = 1 [1., с.59]
де а) Кm - допоміжний коефіцієнт, для косозубий передач Кm = 5,8;
г) [у]F - допустиме напруження для матеріалу колеса, [у]F = 221 МПа;
Приймаємо стандартне значення m = [1., с. 59].
Сумарне число зубів шестерні і колеса Z?,
Дійсне значення кута нахилу зубів в, град
Умова придатності передачі виконується.
Фактична між осьова відстань aw, мм
а) діаметр заготівки шестерні Dзаг, мм
б) ширина заготівки колеса Sзаг, мм
Умова придатності виконується. Контактні напруження ун, МПа
де а) К = 376 - допоміжний коефіцієнт для косозубих передач;
б) Ft - колова сила в зачепленні, Н
в) КНL - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, залежить від колової швидкості V, м/с і ступені точності.
тоді ступень точності передачі - [1.,с.62].
г) КНV - коефіцієнт динамічного навантаження
Напруження згину зубів шестерні уF1 і колеса уF2, МПа.
де а) КFL - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами,
б) КFв - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба. Для зубів, які притираються КFв = 1 [1.,с.63]
в) КFV - коефіцієнт динамічного навантаження КFV = [1.,табл.4.3.,с.62]
г) YF1 і YF2 - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначаються в залежності від еквівалентного числа зубів Zv.
д) - коефіцієнт, який враховує нахил зуба.
Рисунок 2 - Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі
Для швидкохідного вала приймаємо сталь 40х (тому що вал виготовляється разом з шестернею), для якої: уB = 900МПа, уТ = 750МПа, у-1=410МПа [1., с. 50].
Для тихохідного вала приймаємо сталь 45, для якої уB=780МПа, уТ=540МПа, у-1= 335МПа [1., с. 50].
3.2 Допустимі напруження на кручення
а) для швидкохідного вала приймаємо [к]' = 10 МПа [1., с. 107]
б) для тихохідного вала - [к]'' = 20 МПа [1., с. 107].
3.3 Геометричні параметри ді лянок валів
Рисунок 3 - Ескіз швидкохідного вала
де Мк = Т1 = Н·м - крутящий момент на валу,
в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d'2, мм
г) довжина ділянки під підшипник та ущільнення l'2, мм
а) діаметр вихідного кінця d2'', мм
де Мк = Т2 = Н·м - крутящий момент на тихохідному валу,
б) довжина вихідного кінця l1'', мм
в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d2'', мм
г) довжина ділянки вала під підшипник та ущільнення l2'', мм
д) діаметр вала під зубчастим колесом d3'', мм
4 . Конструктивні розміри зубчатого колеса
Метод виготовлення заготівки для колеса - ковка.
Рисунок 5 - Ескіз зубчатого колеса.
приймаємо f = [1., табл. 10.1., с. 160].
для зовнішнього діаметру fґґ = мм [1., с. 160];
для внутрішнього діаметру fґґґ= мм [1., с. 160].
5 . Конструктивні розміри корпусу редуктора
Приймаємо для редуктора литий корпус, прямокутної форми без виступаючих елементів.
Рисунок 6 - Ескіз корпусу редуктора
Зазори між корпусом та деталями які обертаються х і у, мм
Діаметри болтів та гвинтів (приймаємо за табл. 10.17 [1., с. 219]).
б) Гвинти, які скріплюють кришку з корпусом біля підшипників.
в) Гвинти, які скріплюють кришку редуктора з корпусом.
приймаємо К3 = 22мм [1., табл. 10.18, с. 219].
Ширина розточки під врізану кришку f, мм.
а) для швидкохідного вала f ' = мм [1,табл. 10.20, с. 225],
б) для тихохідного вала f '' = мм [1,табл. 10.20, с. 225].
Для обох валів редуктора попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники, середньої серії для швидкохідного вала і легкої - для тихохідного. Визначимо параметри підшипників за табл. К27 [1.,с.410].
Таблиця 6.1 - Параметри підшипників
6.2 Відст ань між точками прикладення сил
Відстань від центру підшипника до консольної сили на шківу пасової передачі lп, мм
Відстань від центру підшипника до консольної сили від муфти lм, мм
Рисунок 8 - Ескізна компоновка редуктора
7 . Перевірочній розрахунок підшипників
де d2 = мм - ділильний діаметр колеса;
а) Сила від пасової передачі на швидкохідному валу
де а) Дr, мм - радіальне заміщення,
б) С Дr, Н/мм - радіальна жорсткість,
приймаємо С Дr = Н/мм [1., табл. 10.27].
Рисунок 9 - Розрахункова схема швидкохідного вала
?MA = 0; Fr1+ Fa1 - RBY · lш + Fп (lш + lп) = 0, відкіля
де d1 = мм - ділильний діаметр шестерні,
?MB =0; Fп·lп - Fr1 + Fa1 + RAY · lш= 0, відкіля
?Fiy = RAY - Fr1 + RBY - Fn = 0 (83)
Еквівалентне навантаження на підшипник RE, H
Рисунок 10 - Схема навантаження підшипників швидкохідного вала
де Rа = Fа1 = Н - осьова складова реакції підшипника;
V - коефіцієнт обертання кілець підшипника, при обертанні внутрішнього кільця;
Rr2 = R2 = RB = Н - радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника;
де Cor - статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;
Cor= H; тоді за табл. 9.2 [1., с. 131]
Кт =1 - температурний коефіцієнт [1.,с.135];
Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н
Так як Сrp < Cr підшипник працездатний;
Рисунок 11 - Розрахункова схема тихохідного вала
?Mc = 0, Fr2 + Fa2 - RDY · lТ = 0, відкіля
де d2 = мм - ділильний діаметр зубчатого колеса,
?Mc = 0, - Fr2 + Fa2 - Rcy · lТ = 0, відкіля
?Fiy = 0; - Rcy - Fr2 + RDY =0; (91)
?Mc = 0, - FM · lм - Ft2 + RDX · lТ = 0, відкіля
?MD = 0, Ft2 - F(lм + lТ) + Rcx · lТ = 0, відкіля
?Fix = 0, FM - Ft2 - Rcx + RDX =0, (94)
Еквівалентне динамічне навантаження RE, Н
Рисунок 12 - Схема навантаження підшипників тихохідного вала
де Ra = Fa2 = - осьова складова реакції підшипника;
Rr2 = R2 = RD = Н - радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника,
де Cor - статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;
за табл. 9.2 [1., с. 131] е = , Y =
Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н
де а) 2 - кутова швидкість тихохідного вала, рад/с;
б) Lh - потрібна довговічність підшипника, годин
Так як Сrp < Сr, підшипник працездатний;
8 . Підбір шпонок. Перевірка шпонкових з'єднань
Для обох валів приймаємо призматичні шпонки з закругленими торцями.
Розміри шпонок та шпонкових пазів визначаємо за табл. К42 [1., с. 428]. Шпонкові з'єднання перевіримо на зминання. Приймаємо допустимі напруження на зминання: [у]зм = 120 МПа - для стальної маточини, [у]зм = 60 МПа - для чавунної маточини.
Шпонка для з'єднання вала зі шківом пасової передачі
а) вихідні данні: d = d1ґ = мм , lст = l1ґ = мм, T1 = Н·м- обертовий момент на валу.
в) Напруження при зминанні узм, МПа
Шпонка для з'єднання вала з полумуфтою.
а) Вихідні данні d = d1ґґ = мм, lст = l1ґґ = мм, T2 = Н·м - обертовий момент на валу.
в) Напруження при зминанні узм, МПа
Шпонка для з'єднання вала з зубчатим колесом.
а) Вихідні данні: d = d3ґґ = мм, lст = мм, T2 = Н · м.
b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм, l = lст - (5...10) мм, (103)
в) Напруження при зминання узм, МПа
9 . Перевірочний розрахунок тихохідного вала
Перевіримо міцність вала в перерізі під зубчастим колесом.
Коефіцієнт концентрації напружень за нормальними напруженнями (Ку)D і за дотичними напруженнями (Кф)D.
де а) Kу і Kф - ефективні коефіцієнти концентрації напружень,
для уB = 780 МПа; Kу = 2,05; Kф = 1,87 [1., табл. 11.1];
б) Kdу і Kdф - коефіцієнт абсолютних розмірів,
для d = d3 ґґ= мм; Kdу =; Kdф = [1., табл. 11.3];
в) KFу і KFф - коефіцієнт впливу чистоти поверхні;
для обточки з параметром Ra = 0,8 мкм
KFу = KFф = 1, 26 [1., табл. 11.4].
Межа витривалості в перерізі вала за нормальними напруженнями (у-1)D і за дотичними напруженнями (ф -1)D, МПа.
де а) у -1 - межа витривалості сталі, для сталі 45 у -1 = 335 МПа;
б) ф -1 = 0, 58· у -1 = 0, 58 · 335 = 195 МПа.
Амплітуда циклу дотичних напружень фа, МПа
де а) Мк = Т2 = Н·м - крутячий момент в перерізі;
б) Wк нетто - момент опору перерізу вала при крученні, мм3
Амплітуда циклу нормальних напружень уа, МПа
де а) МЗГ - згинаючий момент в перерізі, Н·мм
де Mx - згинаючий момент в горизонтальній площині;
My - згинаючий момент в вертикальній площині;
б) Wнетто - момент опору в перерізі при згині, мм3
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями Sу
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями Sф
Загальний коефіцієнт запасу міцності S
10.1 Змащування зубчатого зачеплення
Приймаємо безперервне змащування рідким мастилом картерним засобом.
За табл 10.29 [1., с. 241] для ун = МПа і V = м/с.
Приймаємо мастило ГОСТ 17479.4 - 87.

Рисунок 13 - Схема змащування зубчатого зачеплення.
а) мінімальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм min, мм
б) максимальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм max, мм
в) мінімальний рівень мастила ymin, мм
г) максимальний рівень мастила ymax, мм
В корпусі передбачається отвір з пробкою з метричною різьбою.
Так як V < 3 м/с, тому приймаємо пластичне мастило типу солідол-жировий ГОСТ 1933-79. Порожнина підшипника закривається з середини мазьозатримуючими кільцями, а зовні кришками. Для ущільнення валів застосовуються гумові манжети. Розміри манжет приймаємо за табл. К20 [1.,с.398]:
а) для швидкохідного вала - манжета ГОСТ 8752 -79;
б) для тихохідного вала - манжета ГОСТ 8752 -79.
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 2007 - 432 с.
2. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник - М.: Машиностроение, 2008 - 543 с.
Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти. курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015
Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування. курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012
Вибір системи електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпусу редуктора, обчислення ланцюгової передачі. Визначення необхідної потужності електродвигуна, перевірка міцності шпонкових з'єднань. курсовая работа [83,7 K], добавлен 24.12.2010
Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила. курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014
Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу. курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013
Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала. курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014
Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів. курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014
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



Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Курсовая Работа На Тему Анализ Управления Собственным Капиталом Открытого Акционерного Общества (Оао "Монтаж-Сервис")
Реферат: Общее представление о вирусах и бактериофагах
Сочинение: Тема природы в поэзии С. А. Есенина
Дипломная работа по теме Депортация народов в Казахстан
Реферат: Из истории медицины. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат по теме Какой системы придерживаться
Лекция: Практика применения норм АПК РФ об объяснениях лиц, участвующих в деле. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Отчет по производственной практике в СПК Заря Даровского района Кировской области
Сочинение 2 Класс По Картине Золотая Осень
Курсовая работа по теме Гра на уроках історії як активна форма навчання
Профессия Врача Сочинение 7 Класс
Реферат по теме Христианство и его распространение в мире
Геометрия 7 9 Класс Погорелов Контрольные Работы
Курсовая работа по теме Разработка конструкции блока ИК-управления, который предназначен для управления десятью установленными в нем электромагнитными реле
Реферат: Учет затрат и калькулирование себестоимости зерновых культур
Реферат по теме Лекции по истории международных экономических отношений
Дипломная работа по теме Улучшение и организация заработной платы
Реферат по теме Хореография и музыка
Реферат На Тему Проверка Формирования Финансовых Результатов И Использования Прибыли При Проведении Аудита
Валютные операции Сберегательного банка РФ
Анализ внешней и внутренней среды на примере ОАО "Промсвязьбанк" - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа
Острое нарушение мозгового кровообращения по ишемическому типу в системе средней мозговой артерии, внутренней сонной артерии справа с левосторонним центральным гемипарезом и левосторонней мышечно-суставной гипостезией по гемитипу - Медицина история болезни
Виды производств в гражданском процессе - Государство и право курсовая работа