Машиностроение \ Детали машин

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

Страницы работы

30 страниц (Word-файл)

Скачать 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:

U_р=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.

Определим мощности на валах:

кВт,

кВт.

Определим крутящие моменты на валах:

Нм,

Нм.

Результаты расчетов заносим в таблицу 1:

Таблица 1 – Результаты расчётов валов

Наименование пораметра	Значении на валах
Наименование пораметра	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;

t_Σ – 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

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

Для колеса:

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;

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.