Проектирование привода конвейера (мощность на выходном валу - 3,8 кВт, частота вращения приводного барабана - 69,8 об/мин)

Страницы работы

30 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Могилевский государственный технический университет

Кафедра «ОПМ»

ИНДИВИДУАЛЬНЫЙ ПРИВОД

ИП-243-1.00.00.00.

Разработал студент гр. ЭПЗ-01

Проверил:

Могилев, 2002

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Могилевский государственный технический университет

Кафедра «ОПМ»

ИНДИВИДУАЛЬНЫЙ ПРИВОД

ИП-243-1.00.00.00.ПЗ

Пояснительная записка

Разработал студент гр. ЭПЗ-01

Проверил:

Могилев, 2002

Содержание

Введение…………………………..…………………………………………………..5

1 Кинематический расчёт привода..……………………………………………....6

2 Анализ зубчатых передач………………………………………………………...8

3 Анализ ременной передачи…………..………………………………………....17

4 Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора……………19

5 Подбор и анализ шпоночных соединений………  .…………..………………24

6 Подбор подшипников валов редуктора…….…………..……………………...26

7 Подбор муфт………………………………………………………………………..28

8 Выбор и обоснование количества смазки ………….………..………….........29

Заключение…………………………………………...……………………………….30

Список использованных источников………………………………………..…….31


Введение

Любая машина состоит из деталей, которые могут быть как простыми (гайка, шпонка), так и сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка). Детали собираются в узлы  (подшипники качения, муфты и т.д.) - законченные сборочные единицы, состоящие из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение.

Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект, студент использует материал, изученный в таких дисциплинах как сопромат, материаловедение, теоретическая механика и т.д. Курсовой  по деталям машин является первой по своей сути творческой работой студента.

Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.


1 Кинематический расчет привода

Определяем мощность на выходном валу:

 кВт

Частота вращения приводного барабана:

 мин-1

Определим общее КПД привода:

, где  - КПД пар подшипников

 - КПД клиноременной передачи

 - КПД конической передачи

 - КПД прямозубой передачи

 - КПД жестко компенсирующей муфты

Потребная мощность двигателя:

 кВт

По потребной мощности выбираем двигатель:

4А100L2У3

 кВт

 мин-1

Определяем общее передаточное число привода:

, где  мин-1, где

Принимаем передаточное число ременной передачи U1=3.25, тогда передаточное число редуктора:

Uр=U0 / U1=39.19/3.25=12

Разобьем общее передаточное число на ступени:

- для тихоходной ступени выбираем из интервала 3..5: U3=3

- определим передаточное число быстроходной ступени:

Определим частоты вращения валов:

 мин-1,

 мин-1,

 мин-1,

мин-1.

Определим мощности на валах:

 кВт,

 кВт,

 кВт,

 кВт.

Определим крутящие моменты на валах:

 Нм,

 Нм,

 Нм,

 Нм.

Результаты расчетов заносим в таблицу 1:

Таблица 1 – Результаты расчётов валов

Наименование пораметра

Значении на валах

1

2

3

4

Мощность

P, кВт

4.3

4.08

3.92

3.8

Крутящий момент Т, Нм

48.8

185

534.8

519.9

Частота вращения n, мин-1

842

210.5

69.8

69.8


2 Анализ зубчатых передач

Анализ тихоходной цилиндрической передачи.

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую скорость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен всех ступеней сравнительно недорогую легированную Сталь 40Х. По таблице 8.8 (с. 162, [1]) назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 HB, МПа, МПа, для шестерни улучшения 260…280 HB, МПа, МПа.

Определяем допускаемые напряжения по таблице 8.9 (с. 168, [1]) для колеса:

МПа

для шестерни:

МПа

Коэффициент безопасности (табл. 8.9, с. 168, [1])

Число циклов нагружения для колеса рассчитываем по формуле (8.65), (с. 168, [1]):

     (2.1.1);

где с – число зацеплений зуба за один оборот;

       n – частота вращения колеса;

       tΣ – суммарных срок службы (8.65), (с. 173, [1]);

       (2.1.1);

где L – срок службы

 и  – коэффициенты использования передачи в году и сутках,

;

;

По графикам рис. 8.40 (с. 169, [1]), для 245HB (среднее) , для 50…59 HRC (≈ 550 HB)

По таблице 8.10 (с. 173, [1]) , по формуле (8.64 с. 173, [1]) для колеса:

;                  (2.1.3);

Сравнивается  и , отмечаем, что колеса . При этом принимается . Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как более слабому. По формуле  (8.55 с. 167, [1]):

                 (2.1.4);

 МПа

Для шестерни:

 МПа

Допускаемые контактные напряжения для ступени принимаем равными допускаемым контактным напряжениям колеса:  МПа.

Допускаемые напряжения изгиба. По таблице 8.9, (с. 168, [1]) для колеса:

 МПа.

Для шестерни:

 МПа

Определяем  по формуле (8.67; с. 173, [1]). Предварительно по формуле (8.71; с. 174, [1]) и по таблице 8.10 (с. 173, [1]) для колеса при  и ранее найденных, значениях  получаем  (формула 8.68; с. 174, [1]). При этом . Передача не реверсивная

По таблице 8.9 (с. 174, [1]) .

Для колеса:

 МПа

Для шестерни:

 МПа.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке – таблица 8.9. Предельные контактные напряжения для колеса

 МПа

Для шестерни:

 МПа

Предельные напряжения изгиба для колеса:

 МПа

Для шестерни:

 МПа

По рекомендации таблицы 8.4 (с. 136, [1]) принимаем . При этом по формуле 8.12 (с. 135, [1]) имеем:

,                (2.1.5);

По графику рисунок 8.15 (с. 130, [1]) находим .

Подставляем в формулу 8.13 (с. 135, [1]), находим:

,               (2.1.7);

мм.

Округляя по ряду  (с. 13, [1]) до , находим:

,           (2.1.8);

  мм.

По таблице 8.5 принимаем  и находим модуль

 мм

По таблице 8.1 (с. 116, [1]) назначаем  мм.

Суммарное число зубьев определяем по формуле:

,            (2.1.9);

.

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса:

      (2.1.11);

Определяем делительные диаметры колеса и шестерни:

,         (2.1.12); 

мм

мм

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям – формула (8.10 с. 134, [1]):

,          (2.1.13); 

Предварительно определяем  (8.4 с. 127, [1]):

,              (2.1.14);

Определяем окружную скорость:

,           (2.1.15);

  м/с

По таблице 8.2 (с. 191, [1]) назначаем 9-ю  степень точности. По таблице 8.3 (с. 191, [1]) . Ранее было найдено . При этом:

Учитывая что , а  находим:

 МПа

Выполняем сравнение по загрузке:

Значения  МПа и  МПа расходятся на 0.72%, что не превышает допустимые  ± 4%, что в приделах нормы.

Определяем диаметры вершин и впадин зубьев:

,      (2.1.16);

,        (2.1.17);

Для шестерни:

 мм

 мм

Для колеса:

 мм

 мм

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба – формула (8.19; с. 140, [1]):

              (2.1.18);

По графику рисунок 8.20 (с. 140, [1]) при   находим:

Для шестерни ;

Для колеса: .

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого отношение  меньше.

Расчет выполняем по колесу.

По графику рисунок 8.15 (с. 130, [1]) , по таблице 8.3 (с. 130, [1]) , при этом:

Далее определяем :

,             (2.1.19)

  Н;

 МПа  МПа

Выполняем проверочный расчет на заданную нагрузку по формуле 8.73 с. 174, [1]).

,                 (2.1.20)

,           (2.1.21)

;

где – коэффициент внешней динамической нагрузки, таблица 0.1 (с. 11, [1])

 МПа  МПа;

 МПа.

Условие прочности соблюдается.

Анализ быстроходной конической передачи.

Для изготовления колеса принимаем Сталь 40х (улучшение): МПа, МПа, HB=240, для шестерни – азотирование поверхности 50…59 HRC при твердости сердцевины 26…30 HRC  МПа,  МПа.

Находим число циклов нагружения каждого зуба колеса (2.1.1):

;

Определяем допускаемые напряжения [2]:  

Для колеса:

 МПа,            (2.3.1);

Для шестерни:

 МПа,            (2.3.2);

т.к. , то ;

 для колеса подвергнутого нормализации и для шестерни.

Допускаемые контактные напряжения:

Для колеса:

 МПа,            (2.3.3);

Для шестерни:

 МПа.

Среднее значение допускаемых контактных напряжений:

 МПа.>1.15,

принимаем МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

Для колеса:

 МПа,            (2.3.4);

Для шестерни:

 МПа,            (2.3.5);

Коэффициент долговечности , так как .

 коэффициент долговечности.

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

 МПа,            (2.3.6);

Для колеса:

 МПа.

По рекомендации к формуле (8.44 с 155 [1]) принимаем  и используем формулу (8.45 с 155 [1])

.

По примечаниям к графику рис. 8.33 с 155 при  принимаем . По рекомендации с 158 .  Н мм

 мм;

 мм;

 мм;

Определяем геометрические параметры

Определяем углы делительных конусов:

;

;

.

Далее расчет ведем по параметрам среднего сечения.

 мм

По графику 8.36 с 158 [1],  и далее

Округляем до целого значения  

По рекомендации параграфа 8.8 принимаем ,  мм.

Округляем до стандартного и принимаем мм. При этом мм и  Окончательно принимаем ,.

Далее мм;

мм.

Проверяем контактную прочность по формуле (8.43 с154[1])  при .

Предварительно определяем  м/c.

По таблице 8.3 с понижением степени точности на одну ступень и находим . При ранее найденном  получаем  По формуле (8.43),

МПа.

Расхождение 2.4% условие прочности соблюдается

Проверяем прочность по напряжениям изгиба – формула (8.40)

.

Предварительно находим Н

По рекомендации параграфа 8.9 назначаем коэффициент смещения

По формуле (8.49); находим;

По графику рис (8.19) находим

По таблице (8.3) с понижением степени точности на одну степень  При ранее найденном значении

По рекомендации параграфа 8.9

Сравнивая значения ,

.

Расчет ведем по колесу (меньшему значению). Подставляем в формулу 8.40 и находим МПа<246 МПа.

Условие прочности соблюдается.

Определяем другие геометрические параметры:

мм, мм, мм, мм, мм, мм,

;

.


3 Анализ ременной передачи

При заданной мощности и меньшего шкива выбираем клиновой ремень сечения А. Из таблицы (7.1) масса 1м этого ремня кг/м.

Передаточное число передачи по формуле (7.1) .

Из таблицы (7.3) для сечения А при минимальном диаметре мм, передаточном числе  и частоте вращения мин-1 находим номинальную мощность передаваемую одним ремнем , кВт.

Диаметр ведомого шкива (без учета проскальзывания) мм. Принимаем из стандартного ряда мм.

Задаемся межосевым расстоянием мм.

Определяем расчетную длину ремня по формуле:

Из стандартного ряда предпочтительных расчетных длин выбираем мм.

По формуле  окончательное межосевое расстояние при

мм.

Определяем угол обхвата ремнем меньшего шкива:

Определяем скорость ремня:

Определяем число ремней передачи, шт

Где ,

,

кВт.

Определяем предварительную силу натяжения одного ремня

Н.

Определяем нагрузку на валы передачи:

H.

Определяем нормативный ресурс ремней при среднем режиме работы:

ч.

Гдесредний ресурс ремней при эксплуатации.

коэффициент режима работы.


4 Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора

Расчет быстроходного вала [(2); с. 273]. Принимаем Н/мм2 и определяем диаметр выходного конца вала под муфту:

,        (3.1);

мм.

Принимаем диаметр под подшипник мм

Расчет промежуточного вала. Принимаем Н/мм2.

мм.

Принимаем диаметр под подшипниками мм.

Расчет тихоходного вала:

мм.

Принимаем диаметр под подшипниками мм, под колесоммм.

Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.

Материал вала Сталь 45 МПа, МПа.

Определяем силы в зацеплении ([1], с. 306):

Н;

Н;

Н;

Определяем реакции опор вала по действию сил в вертикальной плоскости:

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
834 Kb
Скачали:
0