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: Конструювання механічної частини приводу конвеєра

Название: Конструювання механічної частини приводу конвеєра
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 13:59:46 22 марта 2011 Похожие работы
Просмотров: 313 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Міністерство освіти і науки України

Полтавський національний технічний університет

імені Юрія Кондратюка

Кафедра технології машинобудування

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

З дисципліни

«Основи конструювання механічної частини електроприводу»

На тему

«Конструювання механічної частини приводу конвеєра»

Керівник проекту

Таран В.В.

Виконав

студент групи 301-МЕ

Шарівський Я.В.

Полтава 2009р.

ВСТУП

Електромеханічні приводи мають досить широке розповсюдження. Для переважної більшості машин привод складається із електродвигуна, системи механічних передач та муфт, що з'єднують окремі вали, У машинах застосовують такі механічні приводи, які прості за конструкцією та в експлуатації, відносно дешеві, достатньо надійні і мають високий коефіцієнт корисної дії.

Елементи електромеханічного привода (двигуни, муфти та механічні передачі) доцільно розглядати в сукупності як окрему систему машини. Це пояснюється тим, що особливості складових частин привода повинні бути взаємозв'язані і їх потрібно узгоджувати при проектуванні машин.

Сучасній техніці значна кількість машин має обертовий рух приводного вала робочого органу. До таких машин належать транспортні машини, металорізальні верстати, пристрої та засоби механізації різних робіт. Приводи більшої частини машин допускають використання стандартних двигунів, муфт та механічних передач, що дає змогу віднести ці приводи до категорії загального призначення. Привод машини забезпечує передавання до робочого органу тільки обертового руху, а його перетворення в інші види здійснюється механізмами робочого органу машини згідно з її функціональним призначенням.

Вибір механічних передач у приводі машини є однією з важливих інженерних задач у розробці проекту машини. Можливість використання в приводі машини тієї чи іншої механічної передачі залежить від ряду факторів: особливостей окремих передач, загального передаточного числа, потужності що передається та швидкості обертання валів; відстані між валами і їх взаємного розташування; наявності необхідних умов для технічного обслуговування, ресурсу привода та інше.

Редуктором називається механізм, який складається із зубчастих чи черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату, використовується для передачі потужності від двигуна до робочої машини з пониженням кутової швидкості і відповідно підвищенням обертаючих моментів.

Редуктор складається із корпуса (литого чавунного або зварного стального), в якому містяться елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники та ін. В окремих випадках в корпусі редуктора розміщують також пристрої для змазки зачеплень та підшипників (наприклад, всередині корпуса редуктора може бути поміщений шестеренчастий масляний насос) або пристрої для охолодження (наприклад, змійовик з охолоджуючою рідиною в корпусі черв'ячного редуктора).

Редуктор проектують або для привода певної машини, або по заданому навантаженню (моменту на вихідному валу) та передавальному числу без вказівки конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організовано серійне виробництво редукторів.

1. ЕНЕРГОКІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Вихідні дані

тягове зусилля F = 4 кH;

- швидкість стрічки V = 1,1 м/с;

- діаметр барабана D = 0,15 м.

Електродвигун вибирають за потужністю та частотою обертання .

Потужність двигуна повинна бути більшою від потужності ведучого вала на величину загальних втрат

.

За умовами задачі, , де – ККД ланцюгової передачі, – ККД зубчастої швидкохідної передачі, тихохідної передачі, – ККД муфти.

Значення потужності на ведучому валі

(Вт) = F (H) · V (м/c):

;

Визначаємо частоту обертання електродвигуна

де – частота обертання ведучої ланки:

– передаточні числа кінематичних пар.

Знаючи значення потужності і частоти обертання , підбирають необхідний електродвигун. Як правило, приймають закриті двигуни з обдуванням серії 4А ГОСТ 19523 – 81.

Виберемо двигун серії 4А132S6/965 з = 5,5 кВт та асинхронною частотою обертання = 965 об/хв.

Величину навантаження визначають за формулою

де – розрахункова потужність двигуна.

При розрахунках допускається від’ємне значення, тобто перевантаження двигуна, але не більше ніж 5...6 %.

тобто двигун працює з недовантаженням 9,09%.

Вибравши електродвигун, визначають загальне передаточне число привода

Загальне передаточне число необхідно поділити між окремими передачами, які входять до складу привода

Вибираємо стандартне передаточне число редуктора, дотримуючись стандартних значень передаточних чисел

Після розбивання передаточного відношення за ступенями визначаємо для кожного вала привода потужність Р (кВт), частоту обертання n (об./хв.), кутову швидкість (рад/с) і обертовий момент Т (Н·м).

Р1дв. розр. = 5 кВт;

Р21 · hм. =5 · 0,98=4,9 (кВт);

Р3 2 · h=4,9 · 0,97=4,753 (кВт);

Р43 · hл. =4,753 · 0,93=4,42 (кВт). n1 =nдв =965 об./хв.;

n2 =n1 /uм =965/1=965 (об./хв.);

n3 =n2 /uред. =965/4=241,25 (об./хв.);

n4 =n3 /uл. =241,25/1,72=140,26 (об./хв.).

;

;

;

.

Т1 =P1 /w1 = 5 · 103 /101=49,5 (Н·м);

Т2 = P2 /w2 = 4,9 · 103 /101=48,5 (Н·м);

Т3 = P3 /w3 = 4,753 ·103 /25,25=188,24 (Н·м);

Т4 = P4 /w4 = 4,42 · 103 /14,68=301,09 (Н·м).

Отримані дані записуємо в таблицю

Таблиця 1. Табличний звіт розрахунків

Вал І ІІ ІІІ ІV
Тип передачі ланцюгова циліндрична муфта
Передаточне число, u 1 4 1,72
Потужність Р, кВт 5 4,9 4,753 4,42
Частота обертання n, об./хв. 965 965 241,25 140,26
Кутова швидкість w, рад./сек. 101 101 25,25 14,68
Обертовий момент Т, Н·м 49,5 48,5 188,24 301,09

Перевірка: обертовий момент на валу привода стрічкового транспортера можна визначити з умови завдання

Допускається незначна різниця між значенням моменту на валу привода стрічкового транспортера, що отримані двома способами.

2. РОЗРАХУНОК ШВИДКОХІДНОЇ ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані

- частота обертання:

n1 = 965 об./хв.;

n2 = 241,25 об./хв.;

- передаточне число u = 4;

- обертовий момент T1 = 48,5 H×м;

- передача нереверсивна;

- режим навантаження – П (постійний);

- строк служби передачі h = 4×104 год.

2.1 ВИБИРАЄМО МАРКУ МАТЕРІАЛУ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС

Зубчасті колеса із твердістю HB < 350 добре припрацьовуються. Для кращого припрацьовування зубців твердість шестерні H1 рекомендують назначати більшою від твердості колеса. У косозубих передачах твердість зубців шестірні H1 повинна бути значно вищою (приблизно на 80 одиниць HB), ніж зубців колеса.

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х.

Для шестірні твердість поверхні зубців Н1 = 269…302 НВ (найбільш імовірна твердість Н1 = 280 НВ) при діаметрі заготовки до 125 мм.

Для колеса твердість поверхні зубців Н2 = 235…262 НВ (найбільш імовірна твердість Н2 = 245 НВ) при діаметрі заготовки до 280 мм.

2.2ОБЧИСЛЮЄМО ДОПУСТИМІ КОНТАКТНІ НАПРУЖЕННЯ

Окремо для шестірні та колеса за формулою

Границі контактної витривалості зубців: шестірні та колеса у МПа

- шестірні – ;

- колеса –

– коефіцієнт небезпеки, для коліс із однорідною структурою = 1,1;

– коефіцієнт довговічності, який ураховує можливості збільшення допустимих навантажень:

де – база випробувань;

для матеріалу шестірні ;

для матеріалу колеса

– еквівалентне число циклів навантаження зубців за строк служби передачі

де – сумарне число циклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі

де n – частота обертання шестірні або колеса, об./хв.; h – строк служби передачі, год.

Для шестірні – ;

Для колеса – .

-коефіцієнт еквівалентності.

Вибираємо для постійного режиму навантаження (П)

Визначимо за одержаними даними та .

Для шестірні – .

Для колеса –

Тоді ; .

Існують обмеження коефіцієнта довговічності при однорідній структурі матеріалу зубчастих коліс 1 2,6. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі контактні напруження

Для шестірні – .

Для колеса –

Для прямо- і косозубих передач при HB > 350 за розрахункове допустиме напруження беруть менше із двох значень та . Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса HВ < 350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов , де – менше з двох значень та , а – для конічних передач з прямим зубом.

;

: 564,71 < 1,23·509,09; 486,819 < 626,18 (МПа).

2.3 ОБЧИСЛЮЄМО ДОПУСТИМІ НАПРУЖЕННЯ НА ЗГИН

Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні та зубців колеса , МПа за формулою

де – границя витривалості зубців при згині, ;

;

– коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження на зубці:

- при однобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача)

– коефіцієнт довговічності

де – базове число циклів ; – еквівалентне число циклів:

,

е – сумарне число циклів, – коефіцієнт еквівалентності

При (П) режимі навантаження =1,00.

Для шестірні:

Для колеса:

– коефіцієнт небезпеки, =1,75 – при ймовірності надійності зубців 0,90.

Необхідно врахувати обмеження : при однорідній структурі матеріалу (H < 350 HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 2,08. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі навантаження на згин:

- для шестірні ;

- для колеса: .

2.4 ОБЧИСЛЮЄМО ПОТРІБНУ МІЖОСЬОВУ ВІДСТАНЬ

де – допоміжний коефіцієнт, який ураховує параметри передачі, які не можуть бути завчасно і точно визначені:=430 – для косозубих передач;

u – передаточне число передачі: „ + ” для зовнішнього зачеплення, „ – ” для внутрішнього зачеплення;

– обертовий момент, Нм;

– коефіцієнт ширини вінця

= 0,315 ;

– коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною зубчастих вінців.

Для того, щоб скористатися табл. 2.3, необхідно розрахувати значення відносної ширини шестірні за формулою

Kbd =0,5·0,315·(4+1)=0,79; =1,08

Обчислюємо потрібну міжосьову відстань , мм за допомогою одержаних даних

(мм).

Вибираємо стандартне значення міжосьової відстані .

Визначаємо модуль зубчастої передачі за формулою m = (0,01...0,02) :

m = (0,01…0,02) · 125 = 1,25…2,5.

Великомодульні колеса не такі чутливі до спрацювання, менш чутливі до перевантажень, але плавність їх роботи значно гірша. Середнє значення mn =1,75.

Обчислюємо сумарне число зубців передачі, попередньо визначивши кут нахилу лінії зуба з рекомендованих значень = 8...120 .

Кут =100 обираємо довільно.

;

Значення округляється до меншого цілого числа, отже =140.

Фактичний кут нахилу лінії зубців:

; .

Обчислюємо значення Z1 i Z2

, .

Визначаємо розмір колового модуля

,

Обчислене значення не округляється.

Знаходимо ділильні діаметри , діаметри вершин зубів і западин шестерні та колеса (мм)

де – коефіцієнт зміщення (0; + 0,2; +0,4).

Ділильні діаметри

=1,79 · 28 = 50,12 (мм);

=1,79 · 112= 200,48 (мм).

Діаметри вершин зубів

= 50,12 + 2 · (1 + 0) · 1,75 = 53,62 (мм);

= 200,48 + 2 · (1 + 0) · 1,75 = 203,98 (мм).

Діаметри западин зубів шестерні та колеса

= 50,12 – 2 · (1,25-0) · 1,75 = 45,745 (мм);

= 200,48 – 2 · (1,25-0) · 1,75 = 196,105 (мм).

Уточнюємо міжосьову відстань

;

Визначаємо ширину вінців зубчастих коліс (мм)

Визначаємо колову швидкість (м/с) і призначаємо ступінь точності передачі

де – об./хв., – м; .

Таким чином, передача має 9 – знижений ступінь точності.

Обчислюємо сили, які діють у зчепленні (Н):

- колова сила ; ;

- осьова сила ; ;

- радіальна (розпірна сила)

редуктор конвеєр вал підшипник

2.5 РОЗРАХУНОК АКТИВНИХ ПОВЕРХОНЬ ЗУБЦІВ НА КОНТАКТНУ ВТОМУ

Розрахункове контактне напруження , (МПа)

де – (H); – (мм); – (мм);

– коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс (найбільш імовірне значення = 275 МПа);

– коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців

– коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, визначається відповідно до значення коефіцієнта осьового перекриття

; b2 – мм: ;

– для косозубих при > 0,9;

– коефіцієнт торцевого перекриття;

; тому ;

– враховує розподіл навантаження по ширині зуба;

=1,16 – враховує розподіл навантаження між зубцями;

=1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження.

Розраховуємо активні поверхні зубців на контактну втому:

(МПа).

Допускається розрахункове контактне напруження у межах

.

Якщо ця умова не виконується, то необхідно:

· змінити міжосьову відстань;

· змінити відповідно ширину вінця колеса b2 , не виходячи за межі рекомендованих значень ;

· призначити інші матеріали чи термообробку коліс.

2.6 РОЗРАХУНОК ЗУБЦІВ НА ВТОМУ І МІЦНІСТЬ ПРИ ЗГИНІ

Розрахункове напруження згину , (МПа), у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулою

,

де – (H); – (мм)

– коефіцієнт форми зубців

Визначимо значення

; ;

тоді, враховуючи, що х=0:

yf1 =3,96; yf2 =3,75.

= 1,35 ; = 1,06 ; =1,14.

– коефіцієнт перекриття зубців, можна наближено брати =1;

– коефіцієнт нахилу зубців;

– для косозубих, отже

Розраховуємо зубці на втому і міцність при згині:

При перевірці міцності зубців на втому можна дістати значно менше за . Це не є недопустимим результатом, оскільки габаритні розміри передачі за несучою здатністю обмежуються контактною міцністю. Міцність зубців на згин з відомою міжосьовою відстанню можна підвищити збільшуючи модуль або застосовуючи зубчасті колеса із зміщенням.

Таблиця 2. Табличний звіт розрахунків

Параметри циліндричної передачі Значення
шестірня колесо
Міжосьова відстань, , мм 125
Модуль, m, мм 1,75
Кількість зубців, Z 28 112
Кут нахилу зубців, , град. 11,480
Ширина вінця, b, мм 44 39
Ділильний діаметр, d, мм 50,12 200,48
Колова сила, Ft , H 1,9 · 103
Осьова сила, Fa , H 385,87
Радіальна сила, Fr , H 705,66
Допустимі контактні напруження, , МПа 572,73 509,09
Діючі контактні напруження, , МПа 575,2
Допустимі напруження на згин, [], МПа 288 252
Допустимі напруження на згин, [], МПа 165,095 156,34

3. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ РОЛИКОВОЇ ПЕРЕДАЧI

Вихідні дані:

- потужність Р1 = 4.75 кВт;

- частота обертання n1 = 241,25 об./хв.;

- кутова швидкістьс-1 ;

- передаточне число u = 1,72;

- обертовий момент Т1 =188,24 Н;

- передача горизонтальна;

- помірні зміни навантаження;

- передача нерегульована.

Знаходимо кількість зубців Z1 меншої (ведучої) зірочки

,

Приймаємо = = 25.

Поєднання непарного числа зубців меншої зірочки з парним числом ланок ланцюга забезпечує рiвномiрнiше спрацювання ланцюга i зубців зірочок.

Визначаємо кількість зубців більшої зірочки Z2

;

Приймаємо = 43.

Кількість зубців більшої зірочки для роликових ланцюгів Z2max < 120

Визначаємо крок ланцюга

Крок ланцюга t є основним параметром ланцюгової передачі. Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають значно менші частоти обертання меншої зірочки.

Таблиця 3.1

Найбільші значення частоти обертання ведучої зірочки, n1max

Частота обертання, n1max , об./хв. 500
Крок ланцюга t, мм, не більше 31,75

Вибираємо ланцюг із мінімально допустимим для заданого навантаження кроком. У проектному розрахунку орієнтовне значення кроку t, мм, однорядного роликового ланцюга визначаємо за формулою

, де Т1 – Н·м;

(мм).

Узгоджуючи одержане значення кроку із заданою частотою обертів, вибираємо однорядний або із зменшенням величини кроку – дво- чи трирядний ланцюг. Але багаторядні ланцюги дуже чутливі до неточності виготовлення та монтажу передачі. Їх застосовуємо, коли немає можливості використати однорядний ланцюг для заданих умов роботи.

За табл. 3.1. при частоті обертання n1 = 241,25 об/хв. значення кроку повинно бути не більше ніж 31,75 мм. До розрахунку вибираємо роликовий однорядний ланцюг ПР – 31,750 – 8850, для якого маємо:

- крок t = 31,750 мм;

- площа опорної поверхні шарніра Аоп =260 мм2 ;

- руйнівне навантаження Fрн = 88,5 кН;

- маса ланцюга q = 3,80 кг/м.

Визначаємо швидкість ланцюга (м/с):

(м/с).

З умови забезпечення кута обхвату ведучої зірочки (більше 1200 ) знаходимо оптимальну міжосьову відстань

;

(мм).

Визначаємо кількість ланок ланцюга

;

.

Щоб не застосовувати перехідної ланки із загнутими пластинами, приймаємо парну кількість ланок, тобто добуте значення округляємо до парного числа: W = 112.

Уточнюємо міжосьову відстань

де

(мм).

При монтажі холоста (ведена) гілка ланцюга повинна провисати на , тобто добуте значення треба зменшити на 0,2..0,4%.

(мм)

Приймаємо мм.

Визначаємо сили, що виникають у гілках ланцюга:

у веденій гілці ;

у ведучій гілці ,

де – відцентрова сила, Н; , q – маса 1 метра ланцюга, кг;

(Н),

– сила від провисання веденої гілки ланцюга, Н:

,

де – коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини

Таблиця 3.2

Орієнтовне значення коефіцієнту кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини

Кут нахилу 00
6

– прискорення вільного падіння, = 9,81 м/с;

– міжосьова відстань, м

(Н)

(Н)

– колова сила,

Н:

де – обертовий момент, Н/м; d1 – ділильний діаметр зірочки – діаметри кола, на якому розташовані осi роликів, м

;

Силу, що діє на вали та їх опори, визначаємо за формулою:

.

Без великої похибки можна вважати, що сила F спрямована по лінії центрів передачі

Вибраний ланцюг перевіряємо за середнім тиском p (МПа), в його шарнірах, який забезпечує їхню зносостійкість

де – коефіцієнт навантаження

де К1 – динамічний коефіцієнт:

- при помірному навантаженні К1 = 1,0.

К2 – коефіцієнт змащування:

- при краплинному (V < 4 м/с) – К2 = 1,0.

К3 – коефіцієнт тривалості роботи

- при двозмінній – К3 = 1,25.

К4 – коефіцієнт довжини ланцюга

- Aw = (30...60)t – К4 = 1,0.

К5 – коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга:

- для нерегульованої передачі – К5 = 1,25.

К6 – коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок передачі до горизонтальної площини:

- при куті нахилу 00 ...600 – К6 = 1,0.

– площа проекції опорної поверхні шарніра, мм2 ;

– коефіцієнт, що враховує кількість рядів ланцюга:

[p] – допустимий тиск, MПа.

К1 = 1,0; К2 = 1,0; К3 = 1,25; К4 = 1,0; К5 = 1,25; К6 =

1,0;= 1,0:

;

(МПа).

За табл. 6.6 приймаємо [p] = 20,6 МПа > 8,45; існує можливість зменшити крок.

Таблиця 3.3

Значення допустимого тиску [p] для роликових ланцюгів

Частота обертання об./хв. [p],МПа,приZ1=15…30 і t,мм
31,75-38,10
400 23,7

Перевірка вибраного ланцюга на міцність

У відповідальних випадках можна перевірити вибраний ланцюг на міцність за коефіцієнтом запасу

де – руйнівне навантаження;

К1 – динамічний коефіцієнт;

[s] – допустимий коефіцієнт запасу міцності, значення якого зростає при збільшенні кутової швидкості меншої зірочки та кроку ланцюга

Таблиця 3.4

Найбільші значення частоти обертання ведучої зірочки, n1max

Крок t, мм Частота обертання меншої зірочки n1 , об./хв.
31,750 9,4

;

s = 49,522 > [s] = 9,4.

Звичайно, ланцюги, вибрані з умови забезпечення зносостійкості, мають достатню міцність, тому перевірочний розрахунок на міцність можна не робити.

Таблиця 3.5 Табличний звіт розрахунків

Параметр Значення

Кількість зубців зірочок:

- ведучої Z1

- веденої Z2

25

43

Позначення ланцюга ПР-31,750-8850
Колова швидкість, V, м/с 2,8
Кількість ланок ланцюга, W 112
Міжосьова відстань Aw , мм 1230

Ділильні діаметри зірочок:

- ведучої d1 , мм

- веденої d2 , мм

254 434,93

Діаметр вершин зубців:

- ведучої da1 , мм

- веденої da2 , мм

267,335

455,52

Сила, що діє на вали F, кН 1704,53

Tиск у шарнірах ланцюга:

- діючий, р, МПа

- допустимий, [p], МПа

8,89

23,7

Коефіцієнт запасу міцності:

- діючий s

- допустимий [s]

49,522

9,4

4. ЕСКІЗНЕ КОМПОНУВАННЯ

Наносимо положення осей за міжосьовими відстанями, потім спрощено зображуємо швидкохідний ступінь за параметрами d1 , b1 , d2 , b2 .

Наносимо спрощено за параметрами d3 , b3 , d4 , b4 тихохідну ступінь, ураховуючи, що найменша відстань між колесами суміжних ступенів

де – товщина стінки корпусу; > 8; .

Наносимо контур внутрішньої стінки корпусу за параметрами:

а) найменша відстань між внутрішньою стінкою корпусу та бічною поверхнею зубчастого колеса:

б) найменша відстань між внутрішньою стінкою корпусу та торцем зубчастого колеса

Орієнтовний розрахунок діаметра вала роблять на кручення за значно зниженими допустимими дотичними напруженнями:

к ] = 15...30 МПа – допустиме напруження на кручення для валів з вуглецевої сталі. Менші значення – для швидкохідних, більші – для тихохідних.

Низькі значення допустимого дотичного напруження пояснюються тим, що не враховується згин вала, не беруть до уваги змінність у часi виникаючих напружень, не враховується концентрація напружень.

Діаметр вала d (мм) за обертовим моментом (Н×м):

(мм)

(мм)

Підшипники підбираються за діаметром вала, для вхідного та проміжного – середньої серії (3хх), для вихідного – легкої серії (2хх). Довжина шийок під підшипник – згідно з шириною підшипника.

Відстань між торцем підшипника кочення та внутрішньою стінкою корпуса залежно від колової швидкості V у зачепленні:

при V = 3...5 м/c – e = 0 мм;

L

D1 = D+(4,0...4,4)·d; C»d; C1 =0.

D1 = D+(4,0...4,4)·d=72+(4·10)=112

D1 = D+(4,0...4,4)·d=100+(4·12)=148

5.РОЗРАХУНОК І ВИБІР МУФТИ

Експлуатаційною характеристикою муфти є обертовий момент Т, що передається та діаметр вала d, на який насаджується муфта.Конкретний типорозмір муфти вибирається в залежності від умов експлуатації відповідно до залежності

де – розрахунковий обертовий момент; – коефіцієнт запасу, що залежить від типу привода ( = 1,5...2); – номінальний обертовий момент на валу

Таблиця 4. Основні параметри муфти пружної втулково-пальцевої

Т,

Н·м

d, мм D, мм L, мм

l,

мм

D1 , мм

l1 ,

мм

l2 ,

мм

d2 ,

мм

d3 ,

мм

B,

мм

B1 ,

мм

К-ть пальців

n,

об./хв

125 25 120 125 60 90 18 32 45 28 5 42 4 4600

6. ПЕРЕВIРКА МIЦНОСТI ВАЛА НА ЗГИН I КРУЧЕННЯ

Вихідні дані

H H H·м

Визначаємо реакції опор в площині XZ

H;

H;

H·м;

Визначаємо реакції опор в площині XY

H;

H;

H·м;

H·м;

H·м;

H·м;

=

Коефіцієнт a ураховує різниці в характеристиках циклів навантажень. Визначаємо сумарні згинальні моменти у характерних точках і сумарні радіальні реакції опор вала за формулами :

H·м;

H·м;

При побудові епюри зведених моментів ,значення моментів визначають за формулою:

H·м;

H·м;

H·м.

Підраховуємо значення моментів та відображуємо їх на епюрах.

7. ПЕРЕВІРКА ВАЛА НА ВИТРИВАЛІСТЬ

Вхідний вал: d=30 мм

Границя витривалості при симетричному циклі:

s-1 = 450 МПа; t-1 = 250 МПа

Амплітуда нормальних і дотичних напружень

МПа

МПа

= 2,15; = 2,05; = 0,85; ys = 0,15; yt = 0,1

Вихідний вал: d=50 мм

МПа

МПа

= 2,15; = 2,05; = 0,85; ys = 0,15; yt = 0,1

8. РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Вихідний вал

Н

Н

H

застосовують радіальні кулькові підшипники

-коеф. інтенсивності.

Підбираємо підшипник 309

Н Н

V=1; ;

Н-еквівалентне навантаження на підшипник

H-розрахункове екв. навантаження

Розрахункова довговічність визначається за формулою:

(млн. об.).

(год.).

9.РОЗРАХУНОК ШПОНКОВИХ З’ЄДНАНЬ

За діаметром вала d, мм згідно зі стандартом вибираємо розміри шпонкового з’єднання.

Ведучий вал:Т=48,5 H·м

мм b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4,0 мм; t2 = 3,3 мм, ; l = 40 мм;

мм b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4,0 мм; t2 = 3,3 мм, ; l = 38 мм.

Вихідний вал:Т=188,24 H·м

мм b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм, ; l = 35 мм;

мм b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 5,0 мм; t2 = 3,3 мм, ; l = 65 мм.

де – діюче напруження зминання, МПа;

Т - номінальний обертовий момент, ;

d – діаметр вала, мм;

l0 – робоча довжина шпонки, мм, для призматичної шпонки з округленими кінцями l0 = l - b, а для шпонки з плоскими торцями l0 = l;

h – висота шпонки, мм;

t1 – глибина паза на валу, мм;

– допустиме напруження, МПа.

МПа

МПа

МПа

МПа

Перевіряємо шпонкове з’єднання на зріз:

,

де – діюче напруження зрізання, МПа;

– допустиме напруження зрізання, = 0,6 .

(МПа);

(МПа);

(МПа);

(МПа).

Таблиця 4. Табличний звіт розрахунків

Місце встановлення

шпонки

Вхідний вал Вихідний вал
Діаметр вала 24 30 38 50
Розміри шпонки b´h´l,мм ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97 ГОСТ 24071-97
Допустимі напруження зминання [σ],МПа 120 120 120 120
Діючі напруження зминання σ,МПа 35,45 26,94 50,81 61,47
Допустимі напруження зрізання [τ],МПа 72 72 72 72
Діючі напруження зрізання τ,МПа 13,294 10,104 3,93 3,96

10. ПРИЗНАЧЕННЯ ЗМАЩЕННЯ

Змащення підшипників

Вибір мастила

Для змащення підшипників кочення застосовують рідкі і пластичні мастила. Перші легко проникають у вузькі зазори, добре відводять тепло від підшипника, вимивають з вузла продукти зносу, але вимагають спеціальних ущільнень. Пластичні (консистентні) мастила надійно утримуються у вузлі, витримують високі тиски й ударні навантаження.

Для вибору змащення служить критерій dn, де d - внутрішній діаметр підшипника, мм: п - частота обертання, об/хв.

У нашому випадку d=45мм (для вихідного вала), a n-241,25 об/хв, тоді d• n = 60• 241.25 = 10856.25 мм• об/хв

Для dn < 300000 мм • об/хв рекомендується використовувати пластичні змащення (солідоли).

Пластичні мастила мають температуру плавлення t= 75-85 °С, їхня робоча температура t< 50...60 °С. Солідоли водотривкі завдяки нерозчинності кальцієвих солей у воді.

З урахуванням не високої температури роботи підшипника найкраще буде використання або автомобільного натрієво-кальцієвого мастила ЯНЗ - 2; ГОСТ 9432-60 (t застосування до 100 °С ). або солідола, різних марок.

Способи змащування

При колових швидкостях зубчатих передач до Vк < 12м/с використовують партерний тип змащування, яке здійснюється зануренням зубчатих коліс в мастило, яке заливається усередину корпусу. Зубчасті колеса погружають в мастило на висоту зуба, не вище центра нижнього тіла кочення підшипника.

В вузлах з горизонтальними валами, ізольованими від загальної системи змащування використовується масляна ванна. Мастило заливають в корпус підшипника через маслінку. При п < 3000 об/хв мастило заливають до центру нижнього ролика або кульки.

Змащення редукторів

Вибір мастила

При виборі мастила треба визначити необхідну кінематичну в'язкість: для значенню в'язкості вибирають відповідне мастило потабллиці.

Для змащення одноступеневих редукторів визначають рекомендовану в'язкість для кожної ступені та вибирають марку мастила по в'язкості, рівної середньому арифметичному із знайдених табличних значень.

Колова швидкість знаходиться по формулі:

;

де d- діаметр ведучого зубчатого колеса, мм;

n- частота обертів ведучого вала, об/хв.

Для зубчастих коліс виготовлених зі сталі, σ до 1000 МПа, та кутової швидкості <5,83 м/с, кінематична в'язкість повинна бути 48 сСт. З таблиці вибираємо відповідне мастило марки И-100А.

11. ОПИС СКЛАДАННЯ ТА ЕКСПЛУАТАЦІЇ

Складання роблять відповідно до креслення загального виду редуктора.

Перед складанням внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкою фарбою.

На ведучий вал-шестерню надягають мазеутримуючі кільця та шарикопідшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80...1000 С.

На проміжний вал закладають шпонки (вказати розмір) та напресовують зубчасті колеса до упору в бурти валу. Надягають мазеутримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

У вихідний вал закладають 2 шпонки (вказати розмір) та напресовують зубчасте колесо до упору в бурт валу. Надягають розпірне кільце, мазеутримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають у корпус редуктора і надягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів. Затягують болти, що кріплять кришку до корпусу.

Встановлюють манжети у наскрізні кришки підшипників ведучого та вихідного валів. У підшипникові камери закладають пластичне мастило, встановлюють кришки підшипників з комплектами прокладок.

Провертанням валів перевіряють відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки). Закріплюють кришки гвинтами.

На кінець ведучого валу в шпонкову канавку встановлюють шпонку (вказати розмір) та встановлюють муфту. Закріплюють її торцевим кріпленням. Гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.

Вкручують пробку маслозливного отвору з прокладкою і жезловий масловказівник. Заливають у корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою. Закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, встановленою технічними умовами.

ЛІТЕРАТУРА

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учебное пособие для технических вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа, 1991. – 276 с. (Є електронний варіант).

2. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин: Навч. посібник для техн. вузів. – Х.: Основа, 1996. – 256 с. (Є електронний варіант).

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. – М.: Машиностроение, 1979. – 351 с.

4. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование. М.: Высш. школа, 1990 – 421 с.

5. Павлов Я.М. Детали машин. Учебник. Л.: Машиностроение, 1968 – 346 с.

6. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.И. и др. М.: Машиностроение, 1979 – 366 с.

7. Гузенков П.Г. Детали машин. Учебник для вузов. М.: Высш. школа, 1986 352 с.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:42:24 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
10:19:49 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Конструювання механічної частини приводу конвеєра
... зв"язків у виробах машинобудування. Побудова, розрахунок та аналіз ...
Теорія розмірних зв"язків у виробах машинобудування. Побудова, розрахунок та аналіз розмірних ланцюгів 1. Загальні положення розмірних зв"язків 1.1 ...
У корпусу - це отвори під підшипники, у вала - шийка 4, торець 5, шпонкові пази для колеса і напівмуфти, шийка 8 і торець 9.
Процес виявлення складових ланок та розрахунок розмірного ланцюга розглянуто на прикладі конічно-циліндричного редуктора (п. 4.4).
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 885 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Ділянка діагностики та ремонту ДВС у АТП на 350 автомобілів
ВСТУП В умовах зростаючих об'ємів вантажопотоків між підприємствами та фізичними особами, а також у зв"язку з розвитком малого та середнього ...
Вертикальний редуктор складається з циліндрових коліс (z1=23, z2=23) з передавальним числом рівним 1. Паразитне колесо цього редуктора погоджує напрям обертання первинного валу ...
Оскільки розрахунок цього переходу повністю аналогічний розрахунку шостого переходу, то ми наводимо дані шостого переходу: h=t=4,25 мм; i=1; S=0,4 мм/об.; v=61,6 м/хв., n=392 хв-1 ...
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: дипломная работа Просмотров: 2308 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчёт зубчатых и червячных передач
Uред в 2/7 2.5 25 2.7 30 2.9 40 3 45 3.2 56 3.4 74 4.1 150 4.4 200 4.75 300 7 300 v Кн альфа 1 1 1 1 1.02 1.05 1.1 20 11 5 1.05 1.12 1.14 1.16 1.2 3 4 ...
Расчётно-пояснительная записка к проекту должна содержать следующие разделы: задание на проектирование; введение; подбор электродвигателя и кинематический расчёт привода ...
3.2), МПа; Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, рассчитываемой передачи (см. п. 2.3), МПа; Т2пик - пиковый крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи при пуске ...
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат Просмотров: 7092 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 2.5 Оценка: неизвестно     Скачать
Розробка технологічного процесу виготовлення деталі - "Корпус ...
Міністерство освіти і науки України Житомирський державний технологічний університет Кафедра ТМ і КТС Група МС-112 Курсовий проект з дисципліни ...
По заводському шифру на кресленні деталі визначаємо, що вона входить до приводу поздовжніх подач револьверного супорту верстату 1В340Ф30.
Тривалість машинно-допоміжного часу за наближеними розрахунками : (хв)
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 2892 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Проектирование электродвигателя
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ ТОЛЬЯТТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту Выполнил: Ананченко К.С ...
- передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами - 0,98
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса пастой "Герметик" УЗО-М. Для центровки ...
Раздел: Рефераты по физике
Тип: курсовая работа Просмотров: 397 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя ...
КУРСОВАЯ РАБОТА Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт ...
Поскольку предполагается крупносерийное, а не единичное производство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 2566 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и ...
Министерство образования Российской Федерации Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г. В. Плеханова (технический университет ...
Тогда для быстроходного вала редуктора при [ѭК]' = 25 МПа из уравнения прочности (35) получаем
Задача второго этапа компоновки - конструктивно оформить механизм редуктора (шестерню, зубчатое колесо, валы, корпус, подшипники) для последующей проверки прочности валов и других ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: дипломная работа Просмотров: 866 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным ...
Министерство транспорта Российской федерации Федеральное агентство железнодорожного транспорта Государственное образовательное учреждение высшего ...
Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II.
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 5250 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Проектирование приводной станции к кормораздатчику
МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра ...
Ключевые слова: редуктор, зубчатая передача, вал, подшипник, корпус редуктора, прочность, выносливость, шпонка, муфта.
На листах формата А1 и А3 выполнены чертежи приводной станции, редуктора, тихоходного вала редуктора, зубчатого колеса тихоходной ступени, ведомого шкива.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 510 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Виготовлення деталі шестерня в машинобудуванні
1. Загальна частина 1.1. Склад проекту Задача керівників і організаторів машинобудівного виробництва полягає в тому щоб, створити сітку переважно ...
395 МПа
1. При положенню 1 табл.19встановлюємо штамповочне обладнання її колес точності поковки.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: дипломная работа Просмотров: 1735 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 2 Оценка: неизвестно     Скачать

Все работы, похожие на Курсовая работа: Конструювання механічної частини приводу конвеєра (1395)

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(151085)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru