Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Название: Привод цепного конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 13:39:51 28 марта 2010 Похожие работы
Просмотров: 60 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные:

Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Рвых . = FtּV, (1.1)

где Рвых .- потребляемая мощность привода, кВт

Рвых = 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт

1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя

Рэ = Рвых / ףоб, (1.2)

где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

ףоб – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

ףоб = ףц.п ּ ףк.п ּ ףм , ּ ףм (1.3)

где ףц.п – КПД цилиндрической передачи, ףц.п =0,96 – 0,98;

ףц.п – КПД конической передачи, ףц.п =0,95 – 0,97;

ףм – КПД муфты, ףм =0,98.

ףоб = 0,97•0,96•0,982 = 0,89

Рэ =0,75/0,89=0,84 кВт

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

nэ = nв ּ u1 ּu2 ּ …(1.4)

гдеu1 , u2 - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

nв - частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

, (1.5)

мин-1

Принимаем значения передаточных чисел:

Uб = 2,5- 5 Uт =2-5

nэ =50×4,5×4=900 мин.-1

По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84

Pэ = 1,1 кВт,nэ = 695 об./мин.


1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

Uобщ = nэ / nв (1.6)

где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

Uобщ = 695/50= 13,9

Uред = Uобщ (1.7)

Uред = 13,9

Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.

, (1.8)

где Uт – передаточное число тихоходной ступени.

Из стандартного ряда чисел принимаем Uт =4 по СТСЭВ 229-75

Uб =Uред /Uт , (1.9)

где Uб – передаточное число быстроходной ступени

Uб =13,9/4=3,48

Из стандартного ряда чисел принимаем Uб =3,55 по СТСЭВ 229-75

1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P1 = Pэ ּ ףм , (1.10)

где P1 – мощность на первом валу, кВт;

ףм – КПД муфты

P1 = 1,1×0,98=1,08 кВт

P2 = P1 ּ ףк.п. , (1.11)

где P2 – мощность на втором валу, кВт;

ףк.п. – КПД конической передачи

P2 = 1,08×0,96=1,05 кВт

P3 = P2 ּ ףц.п. , (1.12)

где P3 – мощность на третьем валу, кВт;

ףц.п. – КПД цилиндрической передачи

P3 = 1,05·0,97=1 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ = 695 мин-1 (1.13)

ni =ni-1 /Ui , (1.14)

где ni , ni-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1

n2 = n1 /uб , (1.15)

где uб – передаточное число быстроходной ступени.

n2 = 695/3,55=195,77 мин-1

n3 = n2 /uт , (1.16)

где uт – передаточное число тихоходной ступени.

n3 = 195,77/4=48,94 мин-1

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

Ti =, Н ּ м(1.17)

где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1

T1 = 9550 ּP1 /n1 = 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T2 = 9550 ּP2 /n2 = 9550 ּ1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T3 = 9550 ּP3 /n3 = 9550 ּ1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)


Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

Валы

Мощности на валах, кВт Частоты вращения валов, мин-1 Крутящие моменты на валах, Н ּ м Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

Uб =3,55

Uт =4

2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т1 =51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2 =195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n1 =195,77 мин-1 ;

Частота вращения колеса n2 =48,94 мин-1 ;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС =0,29;

Коэффициент годового использования КГ =0,8.

2.2 Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.

2.3 Определение допускаемых напряжений

2.3.1 Определение срока службы передачи

(2.1)

где tΣ – срок службы передачи, час.

tΣ =5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность

, (2.2)

где - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

zN – коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]но определяется по формуле:

(2.3)

где σHlim - длительный предел контактной выносливости, МПа;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR = 1;

ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

ZV = 1;

SH - коэффициент запаса прочности, SH =1,3 – при однородной структуре материала;

SH =1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности ZN определяется по формуле:

(2.4)

где NHO - базовое число циклов нагружения;

NHE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения NHO принимается равным:

(2.5)

Если NНО получится больше 12·107 , то принимают 12·107 .

Когда твёрдость задана в HRC, то

(2.6)

Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется по зависимости:

NHE =60 × n × tS Σ(Ti /TH )m/2 ·ti /t=

=60 × n × tS (a1 b1 3 + a2 b2 3 +…+ ai bi 3 ), (2,7)

где ai ,bi – коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)

В случае получения NHE > N , ZN =1.

Шестерня Колесо

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZR =1, ZV =1, SH =1.3

NHE1 =60·195,77·10161·(13 ×0,15+

+0,53 ×0,85) = 3,06·107

NHО1 =(47,5·10)3 =10,7·107 <12·107

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZV =1, SH =1,3, ZR =1

NHE2 =60·48,94·10161·(13 ×0,15+0,53 ×0,85)=

=0,75·107

NHО2 =(47,5·10)3 =10,7·107 <12·107

NHE < N – условие выполняется

775·1,23=953,25МПа

775·1,56=1209 МПа

За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]HP =953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]F , МПа определяется по формуле:

[σ]F = [σ] × YA × YN, (2.8)

где [σ] - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

YA - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA =1 ;

YN -–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ] , определяются по формуле:

[σ] = (σFim ×YR ×YX ×Yб )/SF , (2.9)

где σFim - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

YR =1;

YX – коэффициент размеров, YX =1;

Yб - коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Yб =1;

SF – коэффициент запаса прочности, SF =1,7.

Коэффициент долговечности YN определяют как:

(2.11)

где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO =4×106 ;

N - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 – объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения N определяются по формуле:

(2.12)

При NFE >NFO коэффициент долговечности YN =1.

Шестерня Колесо

500-600МПа=550 МПа

NFE1 =60·195,77·10161·(19 ·0,15+

+0,59 ·0,85)= 18,1·107

NFE1 > NFO => YN =1

500-600МПа=550 МПа

NFE2 =60·48,94·10161·(19 ·0,15+0,59 ·0,85)=

=4,55·107

NFE2 > NFO => YN =1

323,5·1·1=323,5МПа 323,5·1·1=323,5МПа

2.3.4 Определение межосевого расстояния

(2,13)

где aw - межосевое расстояние, мм;

Ka - вспомогательный коэффициент, Ka = 450;

КН – коэффициент нагрузки;

ψa - коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψa =0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным KH =1,4.

Из нормального ряда чисел принимаем

2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:

m = (0,01…0,02)аW , (2,14)

а при твёрдости >45 HRC

mn = (0,016-0,0315) aw (2,15)

mn = (0,016-0,0315)×100

mn = 1,6 – 3,15

Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи

zΣ = 2×aw /mn, (2,16)

2.3.7 Определение числа зубьев шестерни

z1 = zΣ /(u+1) (2,17)

z1 = 100/5=20

Z1 >Zmin , (2,18)

где Zmin =17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.

2.3.8 Определение числа зубьев колеса

z2 = zΣ - z1 (2,19)

z2 = 100-20 =80

2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:

d=mn ×z

d1 =2×20=40 мм d2 =2×80=160 мм

Диаметры вершин зубьев:

da = d+ 2·mn (2,20)

da1 = d1 + 2·mn = 40 + 2·2 = 44 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 160 + 4 = 164 мм;

Диаметры впадин зубьев:

df = d– 2.5·mn (2,21)

df1 = d1 – 2.5·mn = 40 – 2,5·2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5·mn = 160 – 2,5·2 = 155 мм;

Ширина колеса:

b2 = ψa · aW (2,22)

b2 = ψa · aW = 0.25·100 = 25 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 5мм (2,23)

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм

2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

Ft = (2×T) / d, (2,24)

где Ft - окружное усилие, кН;

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;

d - делительный диаметр колеса, мм;

Ft = (2×51,22)/40 = 2,56кН

Радиальное усилие:

Fr =Ft • tgαw (2.25)

где aw - угол зацепления, aw =20°.

Fr =2,56•tg20 = 0,93 кН

2.3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:

[σ]F1 /YF1 и [σ]F2 / YF2 (2,26)

Коэффициенты формы зубьв YF1 и YF2 определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса:

YF1 =4,13 YF2 =3,73

Расчёт ведётся по шестерне.

Напряжения изгиба определяются по формуле:

σF = (2×103 × YF ×K × K ·KFV ×T)/(m2 ×Z×b) [σ]F , (2,27)

где σF - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;

K - коэффициент концентрации нагрузки;

KFV - коэффициент динамичности нагрузки;

Коэффициент концентрации нагрузки K назначают в зависимости от коэффициента ширины:

(2,28)

Для определения коэффициента динамичности нагрузки KFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса:

V= (π×d×n)/(6×104 ), (2,28)

где V - скорость колеса, м/с;

d - делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин-1

По скорости назначаем степень точности колеса – 8 степень точности и коэффициент динамичности KFV = 1,04

σF1 =205,3МПа < [σ]F1 = 323,5МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.3.12 Проверка зубьев колес на контактную прочность

(2,29)

где σH -контактные напряжения, МПа;

К - вспомогательный коэффициент, К =428 – для прямозубой передачи;

K - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К = 1;

K - коэффициент концентрации нагрузки, K = 1,08;

KHV - коэффициент динамичности нагрузки, KHV =1,03;

Ft - окружное усилие, Н;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

b2 - ширина колеса, мм.

σH = 801,5 МПа < [σ]H = 953, 25 МПа

Прочность зубьев обеспечена.

3. Расчёт прямозубой конической передачи

3.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне T1 = 14,84 Hм;

Крутящий момент на колесе T2 = 51,22 Hм;

Частота вращения шестерни n1 =695 мин-1 ;

Частота вращения колеса n2 = 195,77 мин-1 ;

Передаточное число u = 3,55;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования Kc = 0,29;

Коэффициент годового использования Kr = 0,8.

3.2 Выбор материала и термообработки

Шестерня: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ .

Колесо: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ .

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение срока службы передачи

tΣ = 10161 часов – определено ранее.

3.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

, (3,1)


где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

ZN – коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:

(3,2)

ZR =1 (т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);

ZV =1 (проектный расчёт);

SH =1,3 (поверхностное упрочнение).

(3.3)

m = 6;

NHE =60·n·tΣ =

=60·n·tΣ (a1 b1 3 +a2 b2 3 +…+ ai bi 3 ) (3.4)

Шестерня Колесо

NHE1 =60·695·10161·(13 ·0,15+

+0,53 ·0,85)=10,9·107

NHE1 > NHО1 =>ZN1 =1

NHE2 =60·195,77·10161·(13 ·0,15+

+0,53 ·0,85)=3,06·107

NHE2 < N

775·1=775МПа 775·1,23=953,25 МПа

За расчётное принимаем 775МПа

3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

(3,5)

(3,6)

(3,7)

NFO =4·106 ; m=9

(3.8)

=550МПа, YR =1,YX =1,Yδ =1,SF =1,7

=550·1·1·1/1,7=323,5МПа

NFE1 >N =>YN1 =1

NFE2 >N =>YN2 =1

YA =1 – передача нереверсивная

3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

de2 = 1650· (3,9)

где de2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

KH - коэффициент нагрузки, KH =1,5 ;

Т2 - крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

V H - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, V H =0,85.

de2 = 1650

Назначаем de2ст = 140 мм.

3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(3.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1 `=Z=17 т.к. Н1 и Н2 >45 HRCЭ .

3.3.6 Определение числа зубьев колеса

Z2 =Z1 ×u (3.11)

Z2 = 17·3,55=60

3.3.7 Определение торцевого модуля

mte = de2ст. /Z2 (3.12)

mte = 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля mte = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)

3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса

de2 = mte ×Z2 (3,13)

de2 = 2,25·60=135 мм

Фактическое передаточное число: Uфак =60/17=3,53

3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния

(3,14)

где z 1 и z2 - фактические числа зубьев шестерни и колеса.

Re = 0.5×2,25×= 70,16мм

3.3.10 Определение ширины колес

b = kbe ×Rbe, (3,15)

где kbe – коэффициент ширины, kbe = 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в =20 мм

3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов

δ2 = arctg Uфакт. (3,16)

δ1 = 900 - δ2 (3,17)

δ2 = arctg 3,53 = 74,20

δ1 = 900 -74,20 = 15,80

3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

de1 = mte × z1 (3,18)

de2 = mte × z2 (3,19)

de1 =2,25·17=38,3мм

de2 = 2,25·60=135мм

Внешниедиаметры:

dae1 = de1 +2(1+x1 )×mte ×cos δ1 (3,20)

dae2 = de2 +2(1+x2 )×mte ×cos δ2 , (3,21)

где х1 и х2 – коэффициенты радиального смещения, х1 и х2 = 0

dae1 =38,3+2·2,25×cos15,82=42,6мм

dae2 =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм

3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:

Ft1 = Ft2 = (2×T1 )/de1 (1-0.5kbe ), (3,22)

где Ft1 , Ft2 - окружные усилия, кН;

T1 - крутящий момент на шестерне, Н • м;

de1 - делительный диаметр шестерни, мм.

Ft1 = Ft2 = 2×14,84/38,25× (1-0,5×0,285) =0,9 кН

Осевое усилие на шестерне:

Fa1 = Ft ×tgα× sinδ1 (3,23)

Fa1 = 0,9×tg200 ×sin15,820 = 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне:

Fr1 = Ft tgα cos δ1 (3,24)

Fr1 = 0,9×tg200 ×cos 15,820 = 0,32 кН

Осевое усилие на колесе:

Fa2 = Fr1 (3,25)

Fa2 =0,32 кН

Радиальное усилие на колесе:

Fr2 = Fa1 (3,26)

Fr2 = 0,09 кН

3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:


zv1 = z1 /cos δ1 (3,27)

zv2 = z2 /cos δ2 (3,28)

zv1 = 17/cos15,820 = 17,67 => YF1 =4,31

zv2 =60/cos74,180 = 220, 09=> YF2 =3,74

Находим отношения:

[σ]F1 / YF1 и [σ]F2 / YF2 (3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

σF = 2.7×103 × YF ×K × KFV ×T/b× de ×mte ×VF ≤ [σ]F , (3,30)

где VF - коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: VF = 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе K определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K по формуле:

K = 1+ (K -1)×1.5, (3,31)

где K =1,2

K = 1+(1,2-1)×1,5 = 1,3

При определения коэффициента динамичности нагрузки КFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:

V = π× de2 (1-0.5× kbe ) ×n2 /6×104 (3.32)


где n2 – частота вращения колеса, мин-1 .

V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104 = 1,19 м/с

По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV = 1,04 и КHV = 1,03

σF = 2,7·103 ·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

σF = 177,32<=323,5 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность

(3,33)

σH = 695,95 < [σ]H = 775 МПа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора

(3,34)

100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт входного вала

4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Ft1 = 0,9 кН; Fr1 = 0,32кН;

Fa1 = 0,09кН.

ΣМВ =0; Fr1 ·48- Fa1 ·d/2-RAY ·26=0

RAY =

ΣМA =0; Fr1 ·22- Fa1 ·d/2+RBY ·26=0

RBY =

ΣF=0; RBY + RAY -Fr1 =0

0,53-0,21+0,32=0

I-I

M1 =Fa1 ·d1 /2-Fr1 ·z1

M1 =0,09×15=1,35Н·м

M1 =-0,32×22+0,09×15=-5,69Н·м

II-II

M2 =-Fp ·z2 + Fa1 ×25+ RAY ×(z2 -22)

M2 ==-0,32×22+0,09×15=-5,69 кН;

M2 =-0,32·48+0,09×15+0,53×26=0

ΣМА =0; RBX ·26+Ft1 ·22=0

RBX =-Ft1 ·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН

ΣМВ =0; -RAX ·26+Ft1 ·48=0

RAX =Ft1 ·48/26=0,9×48/26=1,66 кН

ΣF=0; Ra +Rb -Ft =1,66-0,76-0,9=0

I-I

М1 =-Ft1 ·z1

M1 =0; M1 =-0,9·22=-19,8 Н·м

Выделяем опасные сечения.

1. Опора А

4.1.2 Упрощённый расчёт вала

(5.4)

где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.5)

(5.6)

где σ-1 – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ-1 =0,43σв (5.7)

σ-1 =0,43·600=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ = 1,65 – переход с галтелью.

σЭ = 8,99 < =68,8МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.2 Расчёт промежуточного вала

4.2.1 Материал и термообработка вала

Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х

σв =600МПа

σТ =350МПа

4.2.2 Проектный расчёт вала

dк (5.11)

dБК dК +3f (5.12)

dБn dn +3γ, (5.13)

dn =dK -3γ (5.14)

dк

Назначаем dк =24мм, f=1мм

dБК 24+3·1=27мм

Назначаем dБК =27мм, r=1,6мм

dn =24-3·1,6=19мм

Назначаем dn =20мм.

4.2.3 Проверочный расчёт вала

Ft1 = 0,9кН; Ft2 = 2,56кН;

Fr1 = 0,09кН; Fr2 = 0,93кН.

Fa1 =0,32кН; Т2 =51,22Н·м.

ΣМA =0; RBY ·129-Fr1 ·97-Fr2 ·32 +Fa1 ·d/2=0

RBY =

ΣМВ =0; -RAY ·129+Fr1 ·32+Fr2 ·97+ Fa1 ·12·=0

RAY =

ΣF=0; Ra + Rb -Fr1 -Fr2 =0

0,27+0,75-0,09-0,93=0

I-I

M1 =Ra ·z1

M1 =0; M1 =0,27×32=8,64Н·м

II-II

M2 =Ra ·z2 -Fr2 ·(z2 -32)

M2 =0,27×32=8,64 Н·м

M2 =0,27·97-0,93·65=-34,26 Н·м

III-III

М3 =Rb ·z3

М3 =0; М3 =0,75·32=24 Н·м

ΣМА =0; RBX ·129-Ft1 ·97-Ft2 ·32=0

RBX = кН

ΣМВ =0; -RAX ·129+Ft1 ·32+Ft2 ·97=0

RAX =кН

ΣF=0; Rax +Rbx -Ft1 -Ft2 =0

1,31+2,15-2,56-0,9=0

I-I

М1 =Rax ·z1

M1 =0; M1 =2,15·32=68,8 Н·м

II-II

М2 =Rbx ·z2

M2 =0; M2 =1,31·32=41,92 Н·м

Выделяем опасные сечения.

1. Место посадки конического колеса на вал.

2. Шестерня.

4.2.4 Упрощённый расчёт вала

(5.15)

где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.16)

(5.17)

(5.18)

где σ-1 – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ-1 =258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ = 1,75 – шпоночный паз.


σЭ = 64,2 <=64,87МПа

Прочность в сечении обеспечена.

σ-1 =258МПа; ε=0,86; S=2; Кδ = 1,6 – переход с галтелью.

σЭ = 59,52 <=69,33МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.3 Расчёт тихоходного вала

4.3.1 Материал и термообработка вала

Сталь 45 горячекатанная.

σв =580МПа

σТ =320МПа

4.3.2 Проектный расчёт вала

d (5.19)

dn d+2t (5.20)

dБ n dn +3γ(5.21)

dк dБn

d

Назначаем d=40 мм, t=2,5

dn 40+2·2,5=45мм

Назначаем dn =45мм; r=3

dБn 40+3·3=49мм

Назначаем dБn =52мм; dк =48мм.

4.3.3 Проверочный расчёт вала

Ft2 = 2,56кН; Fr2 = 0,93кН.

ΣМA =0; RBY ·129 -Fr2 ·93=0

RBY =

ΣМВ =0; -RAY ·129+Fr2 ·93·=0

RAY =

ΣF=0; Ra + Rb -Fr2 =0

0,67+0,26-0,93=0

I-I

M1 =Ray ·z1

M1 =0; M1 =0,26·93=24,18Н·м

II-II

M2 = Ray ·z2 - Fr2 ·(z2 -93)

M2 =33,54-92,16=-58,62 Н·м

ΣМА =0; -Ft2 ·93+Rbx ·129=0

RBX = кН

ΣМВ =0; -RAX ·129+Ft2 ·36=0

RAX =кН

ΣF=0; Rax +Rbx -Ft2 =0

1,85+0,71-2,56=0

M=Rbx ·36=1,85×36=66,6Н·м

Выделяем опасные сечения

1.Место посадки колеса на вал.

4.3.4 Упрощённый расчёт вала

(5.23)

где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.24)

σ-1 =250МПа; ε=0,81; S=2; Кδ = 1,75 – шпоночный паз.

σ = 17,25<=57,86МПа

Прочность в сечении обеспечена.

5. Выбор и расчёт подшипников качения

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

5.1.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7206.

Сr =29,8; Сor =22,3; e=0,36.

5.1.2 Расчёт подшипников качения

Расчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:

Lh =, (6.1)

где Lh - расчетная долговечность подшипника, ч;

n- частота вращения вала, об/мин;

Cr - динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Pr - эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;

а1 - коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1 =1;

а23 - коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23 =0,9;

[Lh ]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач tΣ =10161ч.).

Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:


Pr = (X ּV ּ Fr +Y ּ Fa ) ּ Кδ ּ Кt , (6.2)

где Fr – радиальная нагрузка,кН;

Fa – осевая нагрузка, кН;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов Кδ = 1,3;

Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100º С, Кt =1.

При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa , нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr .

Для конических роликоподшипников

S=0,83·e·Fr .

Rax =1,66кН, Ray =0,53кН => Ra =

Rbx =-0,76кН, Rby =-0,21кН => Rb =

FrA =Ra =1,74кН

FrB =Rb =0,79кН

SA =0,83·0,37·1,74=0,53кН

SB =0,83·0,37·0,76=0,23кН

SA >SB ; FA ≥SB -SA =>Fa1 =SА ; Fa2 =Fa1 +Fa

Fa1 =0,53кН; Fa2 =0,53+0,33=0,88кН

Опора А:


Опора В:

Prа = (1 ·1 ·1,74 +0) ּ1,3 ּ1 = 2,3 кН.

Prв = (0,4 ·1· 0,79+ 1,6 ·1) ּ1,3 ּ1 = 2,49 кН.

Больше перегружена опора В.

Lh =

Долговечность подшипника обеспечена.

5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

5.2.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7204.

Сr =29,2кН; Сor =21кН; e=0,37, Y=1,6.

5.2.2 Расчёт подшипников качения

Rax =2,15кН; Ray =0,75кН => Ra =2,28кН

Rbx =1,31кН; Rby =0,27кН => Rb = 1,34кН.

Fra =Ra =2,28кН;

Frb =Rb =1,34кН.

SA =0,83·0,37·2,28=0,7кН

SB =0,83·0,37·1,34=0,41кН

SA < SB ; FA < SВ - SА =>Fa2 =SВ ; Fa1 =Fa2 -Fa

Fa2 =0,41кН; Fa1 =0,41+0,26=0,67кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (0,4 ·1 ·2,28 +1,6·1) ּ1,3 ּ1 = 3,3 кН.

Prв = (1 ·1· 1,34 + 0) ּ1,3 ּ1 = 1,74 кН.

Больше перегружена опора А.

Lh =

Долговечность подшипника обеспечена.

5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала

5.3.1 Выбор типа подшипников

Шариковый радиальный однорядный 209.

Сr =33,2кН; Сor =18,6кН.

5.3.2 Расчёт подшипников качения

Rax =0,71кН; Ray =0,26кН => Ra =0,76кН

Rbx =1,85кН; Rby =0,67кН => Rb = 1,97кН.

Рр =(0,56·1·0,76+1,71·1,07)·1,3·1=2,93кН.

Lh =

Долговечность подшипников обеспечена.

6. Расчёт шпоночных соединений

6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валу

Шпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78

Расчёт шпонки на смятие

σСМ = ≤ [σсм ], (7.1)

где σСМ – напряжение смятия, МПа;

Т – вращающий момент, Н ּм;

d – диаметр вала, м;

lp – рабочая длина шпонки, м;

k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ σСМ ] – допускаемое напряжение на смятие, [ σСМ ] =60 МПа.

Т=14,84Н·м; d=20мм; lp = 50мм; к=2,8мм.

σСМ = < [σсм ]=60МПа,

6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валу

Т=195,14Н·м; d=38мм; lp = 50мм; к=3,3мм.

σСМ = < [σсм ]=60МПа,

Прочность обеспечена.

7. Подбор муфты

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:

Т=Кр ·Тк ,

где Кр =1,1…1,3 – для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.

Т=1,2·13,18=15,81кН·м

Выбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93

Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н·м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал полумуфт – чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.

Материал пальцев – сталь 45.

Муфта допускает значительный осевой разбег до Δ=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов α<1˚.

8. Выбор смазки передач и подшипников

Для смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2 /с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.


Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:14:46 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:17:33 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151133)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru