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 люлечного элеватора

Название: Привод люлечного элеватора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 21:23:25 28 мая 2010 Похожие работы
Просмотров: 1717 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Министерство образования и науки Российской Федерации

Магнитогорский государственный технический университет

им. Г.И. Носова

Кафедра прикладной механики и деталей машин

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

"Привод люлечного элеватора"


Исходные данные

Тяговая сила цепи F, кН – 2,8

Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2

Шаг тяговой цепи р, мм – 80

Число зубьев звездочки – 9

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6

Срок службы привода Lr , лет – 5.


1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):

Вт.

Определим общий КПД привода:

η = η1 · η2 · η3 · η4 ,

η1 = ηпер = 0,95;

η2 = ηред = ηпер · ηподш 2 = 0,98·0,982 = 0,96;

η3 = ηсоед.муфт = 0,98;

η4 = ηподш.опор = 0,992 = 0,98;

η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.

Требуемая мощность электродвигателя:

Вт.

Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:

рад/с;

мм.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):


об/мин.

Общее передаточное число привода:

Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):

об/мин.

Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

Номинальная частота вращения: об/мин.

рад/с.

Определяем фактическое передаточное число привода:

.

Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:

Uред = 2,5,

Uпер = .

Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора

Вал А

n1 = nдв = 949 об/мин

рад/с

Вал В

об/мин

рад/с

Вал С

об/мин

рад/с

Определим вращающие моменты на валах привода:

Н·мм;

Т1 = Тдв

Н·мм.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.

НВср = 0,5(НВ1 + НВ2 )

НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,

НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.

Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:

МПа;

Шестерни:

582 МПа;

Допускаемое контактное напряжение:

МПа.

Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:

мм.

Определяем нормальный модуль зацепления:

мм,

мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 100 и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:

, тогда

.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

,

β = 90 .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин зубьев:

мм,

мм.

Ширина колеса:

мм,

Ширина шестерни:

мм.

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Диаметры впадин:

мм,

мм.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

м/с – 9 степень точности.

Коэффициент нагрузки:

.

Проверка контактных напряжений:

МПа.

МПа < ,

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

Н.

Радиальная сила:

Н.

Осевая сила:

Н.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, , .

У шестерни

,

У колеса

,

Определим допускаемое напряжение:

= МПа,

, ,


.

Находим отношение для колеса:

<

3. Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца

мм,

мм.

Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С0 = 14,6 кН.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала


мм,

мм.

Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С0 = 22,4 кН.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:

d1 = 57 мм, da 1 = 59 мм, b1 = 45 мм.

Колесо кованое: d2 = 143мм, da 2 = 145,5мм, b2 = 40мм.

Диаметр ступицы: dст = 1,6 dk 2 = 1,6 · 45 = 72 мм,

Длина ступицы: lст = (1,2 ÷ 1,5)dк2 = 63 мм,

Толщина обода: мм,

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3 · 40 = 12 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм, принимаем мм.

мм, принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

мм;

мм.

Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

мм, принимаем р = 15 мм.

Диаметр болтов:

Фундаментальных - - принимаем болты с резьбой М16;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников - - принимаем болты с резьбой М8;

Соединяющих крышку с корпусом - - принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Т3 = Т2 = 166,1·103 Нм

Uц = 3,8

- ведущая звездочка.

- ведомая звездочка.

Принимаем

Z3 = 23, Z4 = 89.

Тогда фактическое

Uц =

Расчетный коэффициент нагрузки:

,

n3 = 99,89 об/мин, Р = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи:

мм.

.

м/с.

Окружная сила:

Н.

Проверяем давление в шарнире:

МПа.

МПа.

Определим число звеньев цепи:

.

Определим диаметры делительных окружностей звездочек:

мм,

мм.

Определим диаметры наружных окружностей звездочек:

мм,

мм.

Силы, действующие на цепь:

Окружная Ft ц = 2344 Н,

От центробежных сил

Н,

От провисания

Н.

Расчетная нагрузка на валы:

Н.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса =7,5. Условие S> выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки - мм,

мм.

Толщина диска звездочки - мм.

Размеры ведомой звездочки:

dст = 1,6·25 = 40 мм,

lст = 38 мм.

7. Первый этап компоновки редуктора

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) мм;

б) мм – зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса;

в) расстояние между наружными кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса мм.

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.

Смазка подшипников:

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал.

Мазеудерживающие кольца – их ширину определяет размер y = 8÷12 мм.

Расстояние на ведущем валу l1 = 49 мм,

Расстояние на ведомом валу l2 = 51 мм.

Примем окончательно l1 = l2 = 51 мм.

Глубина гнезда подшипника lГ = 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ = 1,5 · 23 = 34,5 мм.

Толщина фланца Δ = d0 = 12 мм.

Высота головки болта 0,7 d0 = 0,7·12 = 8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Ft = 2653 H; Fr = 978 H; Fa = 420 H.

Реакции опор:

В плоскости XZ:

,

В плоскости YZ:

,

Проверка:


Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С0 = 14,6 кН.

Эквивалентная нагрузка:

где Pr 1 = 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa = Fa = 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ = 1, KT = 1.

Отношение , этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение > e, x = 0,56, y = 1,99.


Расчетная долговечность, млн.об:

;

Расчетная долговечность, ч:

ч.

Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.

Ft = 2653 H; Fr = 978 H; Fa = 420 H, FB = 2362 Н.

Составляющие этой нагрузки:

Н.

Реакции опор:

В плоскости XZ –

Н,

Н.

Проверка:

В плоскости YZ –


Н,

Н.

Проверка:

Суммарные реакции:

Н,

Н.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники № 308 средней серии:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С0 = 22,4 кН.

Отношение , этой величине соответствует .

Отношение >

Н.

Расчетная долговечность, млн.об:


Расчетная долговечность, ч:

ч.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.

Материал шпонок – Ст45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

.

Ведущий вал:

<

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ20).

Ведомый вал:

<.

11. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. Ст45, термическая обработка – улучшение.

da 1 = 59,4 мм, σВ = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

Сечение А-А:


Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

,

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

.

При d = 25мм, b = 8мм, t1 = 4 мм:

принимаем .

ГОСТ 16168–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25·103 < ТБ < 250·103 Нм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Нмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал:

Материал вала – Ст45 нормализованная, МПа.

Пределы выносливости МПа и МПа.

Сечение А-А:

Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

Крутящий момент Т2 = 166,1·103 Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н·мм.

Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t1 = 5,5мм):

Момент сопротивления изгибу:


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение К-К:

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

Принимаем

Изгибающий момент: Нмм.

Осевой момент сопротивления:

мм3 .

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа,

Полярный момент сопротивления:

мм2 .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:

Сечение Л-Л:

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения:

мм3 .

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Полярный момент сопротивления:

мм3 .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:

Сечение Б-Б:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент (положение X1 = 50мм):

Нмм.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t1 = 5 мм:


мм3 .

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

МПа.

Момент сопротивления кручению сечения нетто:

мм3 .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

,

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Сведем результаты проверки в таблицу

Сечения

А-А

К-К

Л-Л

Б-Б

Коэффициент запаса S

10,5

3,8

2,9

2,55

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм3 .

При контактных напряжениях и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.


Список литературы

1. "Курсовое проектирование деталей машин" – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.

2. "Руководство по курсовому проектированию деталей машин" – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:28:07 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:38:26 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Привод люлечного элеватора

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(150311)
Комментарии (1830)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru