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: Расчет и проектирование привода конвейера

Название: Расчет и проектирование привода конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 21:12:58 02 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 1934 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Министерство образования Республики Беларусь

Борисовский государственный политехнический колледж

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование привода конвейера

Разработал:

Коренько А.В.

гр. ТЗ-401, вар.11

Борисов 2007


Содержание

1 Введение

2 Выбор электродвигателя

3 Расчет клиноременной передачи

4 Расчет цепной передачи

5 Расчет закрытой червячной передачи

6 Расчет ведомого вала редуктора

7 Расчет ведущего вала-червяка

8 Подбор подшипников

9 Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

10 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

11 Определение конструктивных размеров червячной передачи

12 Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

13 Определение конструктивных размеров крышек подшипников

14 Выбор масла, смазочных устройств

15 Выбор стандартных изделий

Список использованной литературы


1 Введение

Тяговым органом заданного привода является цепная передача В цепных передачах (см. рис.1)вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим и ведомым звеньями (звездочками).

Рис.1 Схема цепной передачи с червячным редуктором

В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек. По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.

Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода конвейера приведена на рис.2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к валу ведомой звездочки 4 цепного конвейера посредством клиноременной передачи и червячного редуктора с нижним расположением червяка 2.

Рис.2 Кинематическая схема привода конвейера.


2 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

- мощность на ведомой звездочке Р4 =3,5 кВт;

- число оборотов на ведомой звездочке п4 =35 об/мин;

- работа двухсменная;

- нагрузка спокойная нереверсивная.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

ηобщ1 η2 η3 η0 (2.1)

где [1, с.5, табл.1.1]: η1 =0,97- КПД ременной передачи;

η2 =0,72 - КПД закрытой червячной передачи с однозаходним червяком;

η3 =0,95 - КПД цепной передачи;

η0 =0,992 - коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

ηобщ. =0,97*0,72*0,95*0,992 =0,65

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Ртр4общ. (2.2)

где Ртр – требуемая мощность двигателя:

Ртр =3,5/0,65=5,38кВт

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

Рдв. =5,5кВт;

nс =1500об/мин;

S=3,7%

dдв. =32мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

nном =nc ·(1-S);

nном =1500·(1-0,037);

nном =1444,5 об/мин

Определяем общее передаточное число привода

U=nном. /n4 =1444,5/35=41,3

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ. =U1 · U2 · U3 ; (2.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]: U1 =2; U2 =10;

Тогда

U3 = Uобщ. /( U1 · U2 );

U3 =2,06, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U3 =2.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

Uобщ. =2*10*2=40

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (2.4)

По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя

ωдв =πnдв /30=π*1444,5/30=151,3рад/с;

По схеме привода (рис.2) и формуле (2.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n2 = nдв /U1 =1444,5/2=722,3об/мин;

ω2 =πn2 /30=π*722,3/30=75,6 рад/с;

n3 = n2 /U2 =722,3/10=72,2 об/мин;

ω3 =πn3 /30=π*72,2/30=7,6 рад/с;

n4 = n3 /U3 =72,2/2=36,1 об/мин;

ω4 =πn4 /30= π*36,1/30=3,8 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

Р2дв η1 =5,5*0,97=5,335 кВт;

Р32 η2 η0 =5,335*0,72*0,992 =3,764 кВт;

Р43 η3 =5,124*0,95=3,576 кВт,

что близко к заданному.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (2.5)

;

;

;

.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

№ вала n, об/мин ω, рад/с Р, кВт Т, Нм U
Дв. (1) 1444,5 151,27 5,5 36,35 2
2 722,3 75,6 5,335 70,57
10
3 72,2 7,6 3,764 495,3
2
4 36,1 3,8 3,576 941

3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу меньшего шкива Р1дв =5,5 кВт

Вращающий момент на меньшем шкиве Т1 =36,35 Нм

Передаточное число U=3

Частота вращения меньшего шкива nдв =1444,5 об/мин

Угловая скорость вращения меньшего шкива ωдв =151,27 рад/с

По мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем сечение «А» клинового ремня [3,табл.2.1]. Для наглядности, используя ГОСТ1284.1-80 размеры ремня сводим в табл.2.

Таблица 2

Размеры клинового ремня

Наименование Обозначение Величина
Обозначение ремня А -
Диаметр меньшего шкива, мм d1 125
Ширина большего основания ремня, мм W 13
Расчетная ширина ремня, мм 11
Высота ремня, мм Т0 8
Площадь поперечного сечения, мм2 А 81
Угол клина ремня, ° α 40
Расчетная длина ремня, мм 560…4000
Масса одного метра, кг q 0,105

Определяем диаметр большего шкива

d2 =d1 хUх(1-ε) (3.1)

где ε=0,01 – относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.

Подставив значения в формулу (3.1) получим

d2 =125х2х0.99=247,5мм

Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

d2 =250мм

Рассчитываем уточненное передаточное отношение:

U1 =d2 /d1 =250/125=2, т.е. оно не изменилось.

Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):

аmin =0,55Т0 =0,55(125+250)+8=206,25мм

аmax =(d1 + d2 )= 125+250=375мм

Принимаем а=300мм

Вычисляем длину ремня:

Lр=2а+0,5π(d1 + d2 )+ (d1 + d2 )2 /4а

Lр=2х300+0,5х3.14(125+250)+(125+250)2 /1200=1306мм

Принимаем из стандартного ряда Lр =1320мм. Ввиду очень близкого округления длины ремня нет необходимости пересчитывать межосевое расстояние.

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива

α1 =180-57(d2 -d1 )/а

α1 =180-57(250-125)/300=156º

Рассчитываем скорость ремня

;

где [ν]=25м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней,

м/с.

Находим необходимое для передачи число ремней:

(3.2)

где Р0 =2 кВт – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем «А» с диаметром меньшего шкива 125мм и скоростью ремня 10м/с [3,табл.2.4];

СL =0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [3,табл.2.5];

Ср =1,2 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменой работе) [3,табл.2.6];

Сα =0,93 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

Сz =0,9 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (при z=4-6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:

ремня

Проверим частоту пробегов ремня Uпр =ν/Lр ≤[Uрек ]

где [Uрек ]=30c-1 – рекомендованное значение частоты пробегов для клиноременной передачи.

Uпр =9,5/1,8=5,3с-1 .

Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

где Сl =1 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней:

Ft1 х103 /ν=5500/9,5=579Н.

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

Определяем силу давления ремня на вал

Fоп =2F0* z* sinα1 /2=2х110х4хsin78°=861Н

Параметры клиноременной передачи заносим в табл.3.


Таблица 3

Параметры клиноременной передачи

Параметр Обозначение Значение
Тип ремня - А
Количество ремней, шт z 4
Межосевое расстояние, мм а 300
Скорость ремня, м/с ν 9,5
Частота пробегов ремня, с-1 Uпр 5,3
Диаметр ведущего шкива, мм d1 125
Диаметр ведомого шкива, мм d2 250
Предварительное натяжение, Н F0 110
Окружная сила, Н Ft 579
Сила давления ремня на вал, Н Fоп 861

4 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

- передаточное число U3 =2;

- вращающий момент на ведущей звездочке Т3 =495,3Нм;

- частота вращения ведущей звездочки n3 =72,2 об/мин:

- угловая скорость ω3 =7,6 рад/с.

Вычисляем число зубьев на ведущей и ведомой звездочке:

z3 =31-2U3 ;

z4 = z3 хU3 ;

z3 =31-2х2=27

z4 =27х2=54

Рассчитываем коэффициент эксплуатации [3,c.277]:

КэД х ка х кН х кР х кСМ х кП ;

где кД =1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

ка =1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (при а≤(30…60)хt);

кН =1 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров(угол не превышает 60º);

кР =1,25 – при периодическом регулировании натяжения цепи;

кСМ =1 – при капельной смазке;

кП =1,25 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе.

Кэ =1х1х1х1,25х1х1,25=1,56

Определяем шаг цепи:

где [pн ]=22МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи (при частоте вращения ведущей звездочки до 300об/мин и шаге цепи 19,05);

ι=2 – число рядов цепи типа ПР.

Принимаем р=25,4мм, выбираем цепь 2ПР-25,4-11400 [3,табл.3.1], параметры цепи заносим в табл.4. Обозначения параметров см. рис.3.

Рис.3 Рисунок роликовой цепи

Таблица 4

Параметры приводной роликовой двухрядной цепи

Параметр Обозначение Значение
Шаг, мм t 25,4
Расстояние между пластинами внутреннего звена, мм Ввн 15,88
Диаметр оси ролика, мм d 7,92
Диаметр ролика, мм d1 15,88
Высота цепи, мм h 24,2
Ширина цепи, мм b 68
Расстояние между плоскостями, проходящими через оси роликов, мм А 29,29
Разрушающая нагрузка, кН Q 11400
Масса одного метра цепи, кг/м q 5
Параметр, озн. проекцию опорной поверхности, мм2 Аоп 211

Определяем скорость цепи:

;

.

Определяем окружную силу:

;

.

Определяем давление в шарнире:

;

;

Уточняем значение [рН ] = 22 МПа [3,табл.3.3] и проверяем условие:

;

;

Условие выполнено, т.е. ;

Выполнив приведенные расчеты, мы исключили разрыв и быстрый износ выбранной цепи.

Определяем длину цепи в шагах:

;

;

где а=30хt= 30х25,4=762мм - оптимальное межосевое расстояние передачи, принятое из условия долговечности цепи.

Уточняем межосевое расстояние:

;

;

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на .

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

;

;

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

;

;

;

где d1 = 15,88 мм; [см выше табл. 4].

Определяем силы, действующие на цепь:

Окружная сила:

От центробежных сил:

;

;

От провисания:

;

;

где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий расположение цепи, в данном случае принят для наклонной цепи, под углом 45°.

Рассчитываем расчетную нагрузку на валы:

;

Проверяем коэффициент запаса прочности:

;

;

Условие выполняется, т.е. ;

где [s] = 8,4 – нормативный коэффициент запаса прочности, при выборе зависящий от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки [3,табл.3.4];

Параметры цепной передачи заносим в табл.5.

Таблица 5

Параметры цепной передачи

Параметр Обозначение Значение
Скорость цепи, м/с ν 8,25
Межосевое расстояние, мм аЦ 760

Диаметры делительных окружностей, мм: ведущей звездочки

ведомой звездочки

dД3

dД4

219

437

Диаметры наружных окружностей, мм: ведущей звездочки

ведомой звездочки

Dе3

Dе4

230,3

449

Окружная сила, Н Ft3 378
Центробежная сила, Н Fv3 340
Сила от провисания, Н Ff3 56
Нагрузка на вал, Н FВ3 490

5 Расчет закрытой червячной передачи

5.1 Исходные данные

Передаточное отношение

Мощность на валу червяка

Момент на червяке

Число оборотов червяка

Угловая скорость червяка

5.2 Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения

м/с

Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.

5.3 Предварительный расчет передачи

Принимаем допускаемое контактное напряжение [1,табл.5.4]: [σн ] = 173МПа.

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 xU = 4 x 10 = 40.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Определяем межосевое расстояние [1, c.61]

(5.1)

Вычисляем модуль

(5.2)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения m = 4, q = 10, а также Z2 = 40 Z1 = 4. Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2 :

Принимаем aw = 100 мм.

5.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка

Длина нарезной части шлифованного червяка [1]

Принимаем b1 =42мм

Делительный угол подъема Y [1, табл. 4.3] при Z1 = 4 и q =10; принимаем Y = 21 º48’05” ha =m=4мм; hf =1,2xm=4,8мм; c=0,2xm=0,8мм.

Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Принимаем b2 =32мм

Окружная скорость

червяка -

колеса -

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червяка

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1,табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

5.5 Проверочный расчет

Проверяем фактическое контактное напряжение

МПа < [GH ] = 173МПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19

Напряжение изгиба

Па = 16,2 МПа

Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы: , где -коэффициент долговечности, принимаем по его минимальному значению =0,543/1,с.67/;

Таким образом, =98*0,543=53,21МПа. Прочность обеспечена, т. к. < .

Определяем окружные Ft , осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:

Все вычисленные параметры заносим в табл.6.

Таблица 6

Параметры червячной передачи

Параметр Колесо Червяк
m 4
z 40 4
ha,мм 4
hf ,мм 4,8
с, мм 0,8
d, мм 160 40
dа , мм 168 48
df , мм 150,4 30,4
dа m , мм 172 -
b, мм 32 42
γ 21º48’05”
V, м/с 0,6 1,5
Vs , м/с 1,6
Ft , Н 6191 2615
Fa , Н 2615 6191
Fr , Н 2252

6 Расчет ведомого вала редуктора

6.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

FВ3 =490Н – нагрузка от цепи на вал под углом 45°;

Т3 =495,3Н;

d=160мм;

b=32мм.

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора.

Рис.4 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

6.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45, для которой [1, табл.8.4] σв = 890 Н/мм2 . Определяем пределы выносливости материала вала присимметричном цикле изгиба и кручения

; ;

; Н/мм2 ;

; Н/мм2 .

6.3 Определение размеров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под ступицей звездочки израсчёта на чистое кручение

(6.1)

где [τк ]=(20…30)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τк ]=25Мпа.

Диаметр выходного конца

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5)


Рис.5 Приближенная конструкция ведомого вала

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1 +2t=50+2х2,8=55,6мм

Принимаем d2 =60мм

Диаметр под ступицу червячного колеса d3 = d2 +3,2r=60+3,2х3=69,6мм

Принимаем d3 =71мм

Диаметр буртика

d5 = d3 +3,2r=71+9,6=80мм

l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2х50=60мм

l2 ≈1,25d2 =1,25х60=75мм

l3 =(0,8..1)хdam =170мм

Предварительно выбираем подшипник 7512 ГОСТ333-79 с внутренним диаметром 60мм, наружным 110мм, шириной 20мм. l4 =22мм.

6.4 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением

Для построения эпюр с учетом рис.5 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.6).

a=b=l3 /2=85мм;

с=l1 /2+l2 -10=95мм;

d=160мм.


Рис.6 Компоновочный эскиз вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Силу давления цепной передачи на вал FВ раскладываем на составляющие в осях х и у:

FВх = FВ y = FВ cos45°=346,5Н.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет: mа =[Fa×d/2]: mа =2615·160×10-3 /2; mа =209Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу =0

-RBy ·(a+b)+Fr ·a+ mа -FВу (a+b+c)=0

RBy =(-FВу (a+b+c)+Fr ·а+ mа )/ (a+b);

RBy = (-346,5·0,265+2252·0,085+209)/ 0,17;

RBy ==436,5Н

2åmВу =0

RА y ·(a+b)-Fr ·b- mа +FВу (a+b+c)=0

RА y ==(-FВу ·c-+Fr ·b+ mа )/ (a+b);

RА y =(-346,5·0,095+2252·0,085+209)/ 0,17;

RА y =2162Н

Проверка: åFКу =0

RА y -Fr + RBy -FВу =2162-2252+436,5-346,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М =-RА y ·а;

М =-2162·0,085;

М =-184Нм;

М2’у = М -mа (справа);

М2’у =-184-209;

М2’у =-293Нм;

М =FВу ·с;

М =346,5·0,095=33Нм;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.7)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åmАх =0;

-FВх ·(a+b+с)-RВх ·(a+b)+ Ft ·a=0;

-346,5·(0,085+0,085+0,095)-RВх ·(0,085+0,085)+6196·0,085=0;

RВх =434,8/0,17; RВх =2558Н

2åmВх =0;

RАх ·(a+b)-Ft ·b-FВх ·с= 0;

RАх =(6191×0,085+346,5×0,095)/0,17;

RАх =3286,5Н

Проверка åmКх =0;

RАх - Ft +FВх +RВх =2558-6191+346,5-3286,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0; М = -RАх ·а;

М =-3286,5·0,085;

М =-279Нм; М =-FВх ·с;

М =-346,5·0,095;

М =-33Нм, М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

ТI-I =0; ТII-II =T1 =Ft ·d/2;

ТII-II =6191×160×10-3 /2; ТII-II =495Нм.

Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.


6.5 Расчет коэффициента запаса прочности

В соответствии с рис.7 наиболее опасным является сечение 2-2, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки червячного колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М2’у =293Нм;

М =279Нм;

Т2-2 =495Нм;

d=71мм;

в=20мм – ширина шпонки,

t=7,5мм – глубина шпоночного паза.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм.

Определяем напряжения изгиба:

σии /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм3

σи =404000/30880=13Н/мм2 .

При симметричном цикле его амплитуда равна: σа = σи =95Н/мм2 .

Определяем напряжения кручения: τк2-2 /Wк ; где Wк – момент сопротивлению крученю. По [1,табл.22.1]:

мм3

τк =495000/65025=7,6Н/мм2 .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа = τк /2=7,6/2=3,8 Н/мм2 .

Согласно примечанию к табл. 0.2 [3] в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 [3] (интерполируя) Кσν =3,9; Кτd =2,8. По табл. 0.3…0.4 [3]: КF =1,0 – для шлифованной посадочной поверхности; Кν =1,0 – поверхность вала не упрочняется. Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

σ )D =( Кσν + КF -1)/ Кν =(3,9+1-1)/1=3,9;

τ )D =( Кτν + КF -1)/ Кν =(2,8+1-1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

-1 )D-1 /(Кσ )D =383/3,9=98,2 Н/мм2 ;

-1 )D-1 /(Кτ )D =222/2,8=79,3 Н/мм2 .

Определяем коэффициенты запаса прочности:

sσ =(σ-1 )D / σа =98,2/13=7,5;

sτ =(τ-1 )D / τа =79,3/3,8=20,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается.

7 Расчет ведущего вала редуктора-червяка

7.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

Н;

Т2 =116,3Н;

d=83,33мм;

b=40мм.

Схема усилий приведена на рис.4.

7.2 Определение диаметров вала

Ведущий вал – червяк (см.рис.8)

Рис.8 Эскиз червяка

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):

По ГОСТ принимаем d1 =25мм

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1 +2t=25+2х2,2=29,9мм

Принимаем d2 =30мм d3 ≤df 1 =47,88

Принимаем d3 =40мм

l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4x25=35мм

l2 ≈1,5d2 =1,5x30=45мм

l3 =(0,8…1)хdam =170мм

l4 – определим после выбора подшипника

7.3 Эскизная компоновка ведущего вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии по мм подшипник №36307, у которого Dп =80мм; Вп =21мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.6).

Принимаем

lст =b+10мм – длина ступицы колеса:

lст =40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца ступицы шкива.

Принимаем 40мм. lш =60мм - длина ступицы шкива.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=21/2+10+10+50/2;

а=b=55,5мм

Принимаем а=b=55мм.

с= Вп/2+40+lш /2;

с=21/2+40+60/2;

с=80,5мм

Принимаем с=80мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lзв /2;

L=21/2+55+55+80+60/2;

L=230,5мм;

Принимаем L=235мм.

7.4 Расчет ведущего вала на изгиб с кручением

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

mа =[Fa×d/2]:

mа =6191·40×10-3 /2;

mа ≈124Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу =0

RBy ·(a+b)-Fr ·a- mа =0

RBy =(Fr ·а+ mа )/ (a+b);

RBy = (2252·0,055+124)/ 0,11;

RBy ==2253Н

2åmВу =0

RА y ·(a+b)+Fr ·b- mа =0

RА y ==(-Fr ·b mа )/ (a+b);

RА y =(2252·0,055+124)/ 0,11;

RА y =1Н

Проверка: åFКу =0

RА y - Fr - RBy =1-2252+2253=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М = -RА y ·а;

М =-1·0,055;

М =-0,05Нм;

М2’у = М - mа (справа);

М2’у =-0,05-124;

М2’у =-124Нм;

М =0;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.9)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)


Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала.

1åmАх =0;

-FОп ·(a+b+с)-RВх ·(a+b)+Ft ·a=0;

-861·(0,055+0,055+0,08)+RВх ·(0,055+0,055)-2615·0,055=0;

RВх =307,4/0,11;

RВх »2795Н

2åmВх =0;

RАх ·(a+b)-Ft ·b-Fоп ·с= 0;

RАх =(2615×0,055+861×0,08)/0,11;

RАх »1934Н

Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М = -RАх ·а;

М =-1934·0,055;

М =106Нм;

М = FОп ·с;

М =861·0,08;

М =69Нм

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

ТI - I =0;

ТII - II =T1 =Ft ·d/2;

ТII - II =2615×40×10-3 /2;

ТII - II =52Нм.

Так как значения изгибающих и крутящих моментов значительно меньше, чем у ведомого вала расчет вала на прочность не проводим.


8 Подбор подшипников

8.1 Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n2 =722мин-1 ;

dп3 =30мм;

RА y =1Н;

RАх =1934Н;

RBy =2252Н;

RВх =2791Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3 =30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

Dn 2 =72мм;

Вn 2 =21мм;

С0 =40кН – статическая грузоподъемность;

С=29,9кН – динамическая грузоподъемность

е=0,34 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,78 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.


Рис.9 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1 =0,83×0,34×3587;

S1 =1012Н;

S2 =0,83×0,34×1934;

S2 =546Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

FaI =S1 ;

FaII =S2 +FaI ;

FaI =1012Н;

FaII =546+1012;

FaII =1558Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kτ ;

где Kd - коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2 =(0,4×1×1934+1,78×1558)×1,5×1; Fэ2 =5146Н≈5,2кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода 3 года при двухсменной работе Lhmin =260х8х2х3=12500ч.

В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n2 =72,2мин-1 ;

dп3 =60мм;

RА y =2162Н;

RАх =3286Н;

RBy =436Н;

RВх =2558Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3 =60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

Dn 2 =110мм;

Вn 2 =30мм;

С0 =94кН – статическая грузоподъемность;

С=75кН – динамическая грузоподъемность

е=0,392 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,528 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4. Подшипники устанавливаем враспор.

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1 =0,83×0,392×2595; S1 =844Н;

S2 =0,83×0,392×3933; S2 =1280Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

FaI =S1 ;

FaII =S2 +FaI ;

FaI =844Н;

FaII =844+1280;

FaII =2124Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kτ ;

где Kd - коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2 =(0,4×1×3933+1,78×2124)×1,5×1;

Fэ2 =8030Н=8,03кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода Lhmin =12500ч.

В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.

9. Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3].

Рис.10 Сечение вала по шпонке

Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=8x7 мм2 при t=4мм (рис.10).

При длине ступицы шкива lш =35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(9.1)

где Т – передаваемый момент, Н×мм; ТII =70570Н×мм

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр =l-b,мм;

[s]см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из ст.3 ([s]см =110…190 Н/мм2 ) вычисляем:


Условие выполняется.


10. Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т3 =232Нм=495300Нмм.

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм.

При l1 =60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (9.1).


Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7,5мм.

При l1 =32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см =70…100 МПа) и Т2 =748Н×мм:


Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.6.


Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр Вал-шкив Вал-полумуфта Вал-колесо
Ширина шпонки b,мм 8 14 20
Высота шпонки h,мм 7 9 12
Длина шпонки l,мм 32 45 32
Глубина паза на валу t1 ,мм 4 5,5 7,5
Глубина паза во втулке t2 ,мм 3,3 3,8 4,9

11. Определение конструктивных размеров червячной передачи

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

dст =1,55d;

dст =1,55х71=110мм

Учитывая, что диаметр впадин df =150,4мм конструкцию червячного колеса принимаем биметаллической, т.е. колесо без обода из серого чугуна, а венец – из бронзы БрА9Ж3Л. Определяем конструктивные размеры частей (см. рис.11).

Рис.11 Конструктивные размеры червячного колеса d=(0,4…0,5)b=0,5х32=16мм, h=(0,3…0,4)d=5мм

Размеры фасок венца и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров.

fо =2,5мм (для d=110…164мм), fст =2,0мм (для d=71мм)

Принимаем α=45º, γ=0°

12. Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

По рассчитанным и выбранным размерам строим компоновочную схему редуктора (рис.12) и определяем основные размеры корпуса.

Производим тепловой расчет, суть которого сводится к тому, чтобы температура масла в картере редуктора не превышала допускаемого значения [tм ]=80…90ºС.

tм =tв1 (1-η)/(Кt А)≤ [tм ] (12.1)

где tв — температура воздуха вне корпуса, °С; в цеховых условиях tм =20ºС;

Р1 =5335— мощность на червяке, Вт;

η=0,85 — КПД редуктора с 4-хзаходним червяком;

Кt — коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения. Для чугунных корпусов принимают Кt =8. . .17 Вт/(м2 · ºС);

А — площадь поверхности охлаждения редуктора.

Для облегчения определения площади поверхности редуктора компоновочный чертеж упрощаем до формы параллепипеда с размерами 300х250х100мм. Тогда

А=2х0,3х0,25+2х0,25х0,1+2х0,3х0,1=0,26м2

Подставив данные в формулу (12.1) получим

tм =20+5335(1-0,85)/(10х0,26)=50,8˚С≤ [tм ]


Рис.12 Конструкция корпуса редуктора

13. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

Конструкцию крышек подшипников принимаем привертную (рис.13).

Рис.13 Конструкция крышек подшипников

Определяем основные размеры крышек подшипников и заносим результаты в табл.8.

Таблица 8

Основные размеры крышек подшипников

Размер Обозначение Значение
ведущий вал ведомый вал
Наружный диаметр, мм D1 110 155
Наружный посадочный диаметр, мм D 72 110
Внутренний диаметр по валу, мм d 31 61
Внутренний диаметр по манжете, мм d1 52 85
Внутренний диаметр по подшипнику, мм d2 64 95
Толщина стенки, мм b 12 15

Остальные размеры определяем конструктивно при построении чертежа.


14. Выбор системы и вида смазки

Скорость скольжения в зацеплении VS = 2,38 м/с. Контактные напряжения sН = 510 Н/мм2 . По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.14):

Рис.14 Схема определения уровня масла в редукторе: hм = (0,1…0,5)d1 = 0,25×40 = 10мм; hм min = 2,2m = 4мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны V = 0.65×PII = 0.65×3,65 = 2.37 л.

Контроль уровня масла производится через круглый прозрачный маслоуказатель, для чего в корпусе в зоне верхнего и нижнего уровней смазки делаются отверстия. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку, в которую закручивается пробка-отдушина.

И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

15. Выбор стандартных изделий

Выбор подшипников, манжет и шпонок произведен ранее.

В качестве стяжных винтов выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11738-84 с резьбой М10 и длинами 18мм. Для крепления крышек подшипников выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11738-84 с резьбой М8 и длинами 16мм. Под винты устанавливаем пружинные шайбы по ГОСТ6402-70. М6х10 ГОСТ1491-80 – 4шт. Для крепления маслоуказателя выбираем винты М4х8 ГОСТ1491-80 – 4шт.Для фиксации крышки и основания корпуса выбираем 2 штифта 5х32 ГОСТ3129-70.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

2. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Детали машин, учебник для техникумов. М.: Высшая школа, 1987.

4. Курмаз А.В., Скойбеда А.Т., Детали машин, проектирование, учебное пособие Минск: УП «Технопринт», 2001.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:18:23 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:21:12 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Расчет и проектирование привода 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(150489)
Комментарии (1831)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru