Привід конвеєра

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.


Нажми чтобы узнать.
скачати

Міністерство освіти і науки Російської Федерації

Федеральне агентство з освіти

Державна освітня установа вищої професійної освіти

Східно-Сибірський Державний Технологічний Університет

Кафедра «Деталі машин»

Привід конвеєра

Пояснювальна записка до курсового проекту

(С.2403.02.101.14.0000.ПЗ)

Розробив: студент

групи Д-1 АіАХ 08

Іванов С.А.

Результат захисту

м. Улан-Уде

2010

Зміст

Введення

Вибір електродвигуна

Кінематичний розрахунок

Розрахунок циліндричної передачі

Орієнтовний розрахунок валів

Перевірка підшипників

Підбір і розрахунок шпонок

Вибір муфти

Спосіб мастила і підбір мастильного матеріалу

Список використаних джерел

Введення

Даний курсовий проект включає в себе розрахунково-пояснювальну записку з основними необхідними розрахунками одноступінчатого редуктора з циліндричною прямозубой зубчастою передачею і графічну частину.

Цілями даного курсового проекту є:

1 Вивчення теоретичного матеріалу та закріплення отриманих знань;

2 Самостійне застосування знань до вирішення конкретної інженерної задачі по розрахунку механізму;

3 Освоєння необхідних розрахунково-графічних навичок та ознайомлення з порядком виконання початкових етапів проектування елементів машин.

Технічне завдання

  1. потужність на вихідному валу Р 2 = 10,0 кВт;

  2. кутова швидкість вихідного валу ω 2 = 9,5 * π рад / с;

  3. термін служби приводу L = 10 років;

  4. коефіцієнт ширини ψ ba = 0.5

  5. частота обертання n 1 = 727 об / хв.

Малюнок 1 - кінематична схема приводу.

Уявити розрахунково-пояснювальну записку з розрахунком приводу.

Виконати:

  1. складальне креслення редуктора;

  2. робочі креслення деталей редуктора.

  1. Вибір електродвигуна

Для вибору електродвигуна визначають його необхідну потужність і частоту обертання.

Необхідна потужність електродвигуна

Р е.тр = Р 2 / (η 2 січня * η 2 * η 3), Вт (1.1)

Де:

η 1 = 0,98 - ККД муфти

η 2 = 0,98 - ККД циліндричної передачі закритої;

η 3 = 0,99 - ККД підшипників.

Р е.тр = 10 / (0,99 2 * 0,97 * 0,99) = 10,63 кВт.

Визначаємо діапазон частот обертання валу електродвигуна:

n едв = n 2 * U ред - необхідна частота обертання вала електродвигуна:

де n 2 = 30 * ω 2 / π = ​​30 * 9,5 * π / π = ​​285 хв -1 - частота обертання вихідного валу редуктора;

U ред = 2,4 ... 6,3 - рекомендоване значення передавального числа циліндричного редуктора;

При U ред = 2,5; n едв = 285 * 2,5 = 712 хв -1;

При U ред = 6,3; n едв = 285 * 6,3 = 1795,5 хв -1;

Вибираємо двигун АІР160 S 6, n едв = 970мін -1; Р едв = 11кВт.

  1. Кінематичний розрахунок

Загальне передавальне число

u = n едв / n 2 = 970 / 285 = 3,4

Частота обертання і кутова швидкість валів

- Для ведучого вала:

n 1 = n едв = 970 хв -1,

ω 1 = π * n 1 / 30 = π * 970/30 = 101,52 с -1;

- Для веденого вала:

n 2 = n 1 / U ред = 970 / 3,4 = 285 хв -1,

ω 2 = π * n 2 / 30 = π * 285/30 = 29,83 с -1;

Крутний момент на валах

- Для веденого вала:

Т 2 = Р 2 / ω 2 = 1000 / (9,5 * π) = 335 Н * м;

- Для веденого вала:

Т 1 = Т 2 / (u * η 1 лютим * η 2) = 335 / (3,4 * 0,995 2 * 0,98) = 103,78 Н * м.

3. Розрахунок циліндричної передачі

Для циліндричної передачі призначаємо косозубиє колеса.

Матеріал для виготовлення:

    1. шестерні - сталь 40Х, термообробка - покращення, твердість НВ = 269 ... 302. Приймемо НВ 1 = 290

    2. колеса - сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ = 235 ... 262. Приймемо НВ 2 = 240.

Допустимі напруги

Допустимі контактні [σ] Н і згинні [σ] F напруги обчислюють за такими формулами:

[Σ] H = (σ Hlim * Z N * Z R * Z V) / S H (3.1)

Z N = 1 - коефіцієнт довговічності;

Z R = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості;

Z V = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості;

S H = 1,1 - коефіцієнт, запасу міцності для покращених сталей

σ Hlim = 2 HB ср +70 - для покращених сталей

σ Hlim = 2 * 290 +70 = 650МПа

- Для шестерні:

σ Hlim = 2 * 290 +70 = 650 МПа

- Для колеса:

[Σ] H 2 = 2 * 240 +70 = 550 МПа

Допустимі напруги вигину зубів.

[Σ] F = σ Flim * Y F * Y R * Y A / S F (3.2)

σ Flim = 1,75 НВ ср - для покращених сталей

- Для шестерні:

[Σ] F 1 = 1,75 * 290 = 507,5 МПа

- Для колеса:

[Σ] F 2 = 1,75 * 240 = 420МПа

Міжосьова відстань (попереднє значення):

a w '= k (u ± 1) 3 (3.3)

a w '= 10 (2,55 +1) 3 = 133 мм.

Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:

a w = k a (u +1) 3 (3.4)

де

К а = 450 - для прямозубих коліс;

До Н - коефіцієнт навантаження;

До Н = К HV * K * K (3.5)

Коефіцієнт внутрішньої динаміки навантаження, що залежить від ступеня точності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь (вибирається по таблиці)

K HV = 1,15

Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині:

K = 1 + (K 0 - 1) K HW (3.6)

Коефіцієнт:

ψ bd = 0,5 * Ψ ba (u +1) (3.7)

ψ bd = 0,5 * 0,5 (2,55 +1) = 0,8875

До 0 = 1,03 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи (вибирається по таблиці)

K = 1 + (1,03-1) * 0,28 = 1,0084

Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами:

До = 1 + (К 0 -1) До HW (3.8)

Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у початковий період роботи:

для прямозубих передач

До 0 = 1 +0,06 (n c т - 5) (3.9)

Де n c т - ступінь точності. Призначаємо ступінь точності n c т = 8

До 0 = 1 +0,06 (8 - 5) = 1,18

До Hw = 0,28 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, що залежить від окружної швидкості (знаходиться за таблицею для зубчастого колеса з меншою твердістю)

Окружна швидкість:

(3.10)

ν = = 2,92

Приймаються ν = 3.

До = 1 + (1,18 - 1) * 0,28 = 1,0504

Таким чином, підставивши отримані значення у формулу (3.5), отримаємо:

До Н = 1,15 * 1,0084 * 1,0504 = 1,218

Тоді міжосьова відстань:

a w = 450 * (2,55 +1) 3 = 128,25 мм

округлимо до кратного п'яти. Приймаються а w = 130 мм.

Попередні основні розміри зубчастого колеса.

Діаметр колеса:

(3.11)

мм

Ширина зубчастого колеса:

b 2 = ψ ba * a w (3.12)

b 2 = 0,5 * 130 = 65 мм

приймаємо b 2 = 63 мм.

Ширина шестерні:

b 1 = b 2 + (4 ... 6) = 63 +4 = 67 мм.

Модуль передачі.

Максимально допустиме значення модуля

m max (3.13)

m max

Мінімально допустиме значення модуля

m min = (3.14)

Коефіцієнт навантаження для розрахунків на згинальну міцність

K F = K FV * K * K (3.15)

Де

K FV = 1,03 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку вантаження;

K = 0,18 +0,82 +1,03 = 1,0246 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця;

K = K 0 = 1,18 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

K F = 1,3 * 1,0246 * 1,78 = 2,37

m min =

У першому наближенні приймаємо значення модуля m = 3

Сумарне число зубів.

(3.16)

β min = 0

зубів

Кількість зубів шестерні.

(3.17)

зубів

Кількість зубів шестерні Z 1 повинно бути в межах 17 ≤ Z 1 ≤ 25, тому змінюємо модуль передачі m.

Приймаються m = 4 у другому наближенні.

Сумарне число зубів

зубів

Кількість зубів шестірні:

зубів, 17 ˂ 18 ˂ 25

Кількість зубів зубчастого колеса:

Z 2 = Z s - Z 1 (3.18)

Z 2 = 65 - 18 = 47 зубів

Фактичне передавальне число.

(3.19)

Похибка:

Δ u = ≤ 3% (3.20)

Δ u =

Діаметри коліс ділильні.

- Діаметр шестірні:

d 1 = Z 1 / cosβ (3.21)

d 1 = 18 * 4 / 1 = 72 мм

- Діаметр колеса:

d 2 = 2 a w - D 1 (3.22)

d 2 = 2 * 130-72 = 188 мм

Діаметри d a і d f кіл вершин і западин зубів коліс.

- Для шестерні:

d a 1 = d 1 + 2 * (1 + x 1 - y) * m (3.23)

d a1 = 72 + 2 * (1 + 0 - 0) * 4 = 80 мм

d f1 = d 1 - 2 * (1,25 - x 1) m (3.24)

d f1 = 72 - 2 * (1,25 - 0) * 4 = 62 мм

- Для зубчастого колеса:

d a 2 = d 2 +2 * (1 + x 2 - y) * m = 188 +2 * (1 +0-0) * 4 = 196 мм

d f 2 = d 2 -2 * (1,25 - x 2) * m = 188-2 * (1,25-0) * 4 = 178 мм

де

y = - (a w - A) / m = - (130 - 130) / 4 = 0 - коефіцієнт сприйманого зміщення

a = 0,5 * m * (Z 2 + Z 1) = 0,5 * 4 * (47 + 18) = 130 - Ділильний міжосьова відстань, мм

x 1 = 0-коефіцієнт зміщення шестерні;

x 2 = - x 1 = 0 - коефіцієнт зміщення зубчастого колеса.

Перевірка зубів коліс по контактним напруженням.

Розрахункове значення

σ H = [Σ] H (3.25)

σ H = = 522 <591 мПа

Похибка

Δ σ H = (3.26)

Δ σ H

Сили в зачепленні.

- Окружна

F t = (2 * 3 10 * T 1) / d 1 (3.27)

F t =

радіальна

F r = F t * tgα / cosβ (3.28)

F r = = 3986 * 0,364 = 1451 H

осьова

F a = F t * tgβ (3.29)

F a = 3986 * 0 = 0 H

Перевірка зубів коліс за напрямками вигину.

Розрахункове значення вигину в зубах колеса:

σ F 2 = (3.30)

σ F 2 =

Розрахункове значення вигину в зубах шестерні:

σ F 1 = σ F 2 Y FS 2 [Σ] F 1 (3.31)

σ F 1 = = 85,1 <194 мПа

Орієнтовний розрахунок валів

Визначення діаметрів валів.

d в i = ≥ (5 ÷ 8) (4.1)

d в1 = (5 ÷ 8) 7 * = 35,9 мм

Приймаються d в1 = 35мм

d в2 = (5 ÷ 8) 6,5 * = 45,1 мм

Приймаються d в2 = 45 мм

Діаметри валів під підшипники.

d п1 = d в1 + (4 ÷ 6) = 35 +5 = 40 мм

d п2 = d в2 + (4 ÷ 6) = 45 +5 = 50 мм

Діаметри валів під колесо.

d к1 = d п1 + (4 ÷ 6) = 40 +50 = 45 мм

d к2 = d п2 + (4 ÷ 6) = 50 +5 = 55 мм

Відстань від вершини зуба до внутрішньої стінки редуктора.

a ≥ +3, Мм (4.2)

L = a w + мм

a = +3 = 9,4 мм

Приймаються а = 10 мм

Розрахунок валів на вигин.

Задаємося підшипниками легкої серії:

- Для ведучого валу 208;

- Для відомого валу 210.

Σ М (А) = 0

* 0 + F r * l - * L = 0

H

ΣM (B) = 0

-F r * (l - l 1) = 0

H

Перевірка

Σ x = 0

R - F r + R = 0

725,5 - 1451 + 725,5 = 0

Знайдемо поперечну силу Q:

I ділянка 0 ≤ Z I l 1

Q I = R = 725,5 H

Знайдемо згинальний момент М і

М і I = + R * Z I

При Z I = 0; M і I = 0

При Z I = l 1; M і II = R * L 1 = 725,5 * 53,5 = 38814 Н * м;

Для ведучого вала:

При Z I = 0; M і I = 0

При Z I = l 1; M і I = R * L 1 = 725,5 * 50,5,5 = 36637,7 Н * м;

II ділянка l 1 Z II ≤ l

Q II = + R - F r = 725,5 - 1451 = -725,5 H

M І II = + R * L 1 - F r (l 1 - l 1) = 38814 H * м = M І I

Для ведучого вала:

M І II = + R * L 1 - F r (l 1 - l 1) = 36637,7 H * м = M І I

Σ M (A a) = 0

-R * 0 + F a * l 1-R * L = 0

тому що передача прямозубих, то F a = 0, отже, R = R = 0

Н

Н

ділянка 0 ≤ Z I l 1

Q I = R = 1993 H

М і I = R * Z I

При Z = 0; М і I = 0

При Z = l; М і I = R * L 1 = 1993 * 5,5 = 106625,5 H * м

Для ведучого вала:

При Z = 0; М і I = 0

При Z = l; М і I = R * L 1 = 1993 * 50,5 = 100646,5 H * м

II ділянка l 1 Z II ≤ l

Q II = R * L 1 = 1993 - 3986 = -1993 Н

М і II = R * L 1 - F t * (l 1 - l 1) = 1993 * 53,5 = 106625,5 H * м

Для ведучого вала:

М і II = R * L 1 - F t * (l 1 - l 1) = 1993 * 50,5 = 100646,5 H * м

R A = R B = 2120,9 H

Перевірка підшипників

Ресурс підшипника.

(5.1)

F E = (V * x * F r * Y * F a) * k σ * k T (5.2)

F a = 0;

F r = R A = R B;

V = 1 - коефіцієнт обертання;

k σ = (1,3 ... .1,5) - коефіцієнт динамічного навантаження;

k T = 1 - температурний коефіцієнт;

Р = 3 для кулькових підшипників.

F E = (1 * 1 * 2120,9 +0 * 0) * 1,4 * 1 = 2969 H

годин ˂ L h

годин ˃ L h

Термін служби приводу:

L h = 10 * 249 * 8 = 19920 годин

Для ведучого вала задаємося підшипниками середньої серії 308.

годин ˃ L h

Приймаємо для ведучого валу підшипники 308.

Приймаємо для веденого вала підшипники 210.

Підбір і розрахунок шпонок

Підбір шпонок.

Для ведучого вала за ГОСТ 23360-78 приймаємо шпонку

b = 14; h 9 мм; l = b 2 - (3 ... 5) = 56 мм; l p = L - b = 56 - 14 = 42 мм; t 1 = 5,5 мм; t 2 = 3,8 мм.

Для веденого вала приймаємо шпонку.

b = 16; h = 10; l = 50 мм; l p = 50 - 16 = 34 мм; t 1 = 6 мм; t 2 = 4,3 мм.

Розрахунок на зріз.

(6.1)

(6.2)

[Τ] ср = 80 ... .100 мПа

- Для ведучого валу:

- Для відомого валу:

Розрахунок на зминання.

(6.3)

(6.4)

[Σ] см; = 280 ... .320 МПа

- Для ведучого валу:

- Для відомого валу:

Вибір муфти

По діаметру вала d в1 = 35 мм приймаємо муфту пружну втулочно-пальцеву (за ГОСТ 21424-75)

D = 140 мм.

L = 165 мм.

l = 80 мм.

Спосіб мастила і підбір мастильного матеріалу

Застосовуємо картерів систему змащення, тому що окружні швидкості коліс не перевищують 12,5 м / с.

У корпус редуктора заливаємо олію так, щоб вінець колеса був у нього занурений.

Необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.

Рекомендована кінематична в'язкість: для зубчастої передачі при ν = 2,92 м / с; σ H = 522 МПа μ = 28 мм 2 / с.

Вибираємо масло І-Г-А-32 ГОСТ 20799-88, кінематична в'язкість якого μ = 29 ... 35 мм 2 / с при 40 0 С.

Рівень занурення колеса:

Для швидкохідної передачі h М = 10 ... 0,25 * d 2 = 10 ... 0,25 * 188 = 10 ... 47 мм.

Приймаються h М = 21 мм.

Визначаємо обсяг масляної ванни редуктора.

Форму масляної ванни приймаємо як паралелепіпед

V = L * B * H,

де L = 3,07 дм - внутрішня довжина корпусу;

У = 0,84 дм - внутрішня ширина корпусу;

Н = 0,61 дм - глибина масляної ванни.

V = 3,07 * 0,84 * 0,61 = 1,6 л.

Список використаних джерел

  1. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для студ. техн. спец. вузів. - 8-е изд., Перераб. і доп. - М.: Видавничий центр «Академія», 2003-496 с.

  2. Ряховський О.А., Іванов С.С. Довідник з муфтам. - Л.: Політехніка, 1991 - 384 с., Іл.

  3. Решетов Д.Н. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних і механічних спеціальностей вузів. - 4-е вид., Перераб. і доп. - М: Машинобудування, 1989 - 496с., Іл.

  4. Ануров В.І. Довідник конструктора - машинобудівника: у 3-х т. Т.2 .- 9-е вид.: Перераб. і доп. / під ред. І. М. Жесткова. М.: Машинобудування, 2006 - 712 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
83.2кб. | скачати


Схожі роботи:
Привід конвеєра ПК-19
Привід стрічкового конвеєра 3
Привід ланцюгового конвеєра 2
Привід ланцюгового конвеєра 3
Привід ланцюгового конвеєра
Привід стрічкового конвеєра
Привід стрічкового конвеєра Енергетичний та
Привід пластинчастого конвеєра Кінематична схема
Привід стрічкового конвеєра Методи проектування
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru