2006
С О Д Е Р Ж А Н И Е
Реферат ……………….……………………………………………………………...…………4
1. Энергетический расчет привода ………………………………………………………..… .6
2. Кинематический расчет привода ………………………………………………………….. 7
3. Выбор редуктора………………………………………………………………………………8
4. Расчет цепной передачи……………………………………………………………...……...10
5. Расчет звездочки цепных передач…………………………………………………………..12
6. Расчет червячной передачи ……………………………………………………………….. 14
7. Расчет и конструирование валов…………………………………………………………...17
8. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности …………………?
9. Подбор соединительной муфты……………………………………………………………..?
10.Выбор и проверка шпонок. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11. Список использованной литературы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Задачей курсового проекта является изучение конструкций, основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения.
Курсовой проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части.
Графическая часть включает в себя сборочный чертеж привода транспортера на формате А1, спецификацию к этому чертежу и рабочие чертежи деталей транспортера.
Расчетно-пояснительная записка включает 8 рисунков, 6 источников и перечень литературы.
В записке произведены следующие расчеты:
1-кинематический расчет привода;
2-энергетический расчет привода;
3-расчет червячной передачи;
4-расчет валов на прочность;
5-подбор соединительных муфт;
6-подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности;
7-подбор шпонок.
Результаты расчетов проиллюстрированы эскизами проектируемых или выбираемых стандартных изделий и узлов, схемами действия сил.
Исходные данные:
Окружное усилие на барабане - F = 15 кН;
Скорость конвейера - V = 0,2 м/с;
Шаг цепи - t = 80 мм ;
Число зубьев звездочки – z = 8;
Срок службы конвейера - 2500 часов.
Pр.в. = F * V ,
где F – окружное усилие на барабане, кН;
V – окружная скорость, м/c
Рр.в. = 2*15*0,2 = 6 кВт
1.2 Определяем общий КПД привода.
hобщ = hц
* hч. *
h
п. к.* hм
, табл. 4 [ 1 ]
где hц - КПД цепной передачи, 0,96;
hч. - КПД червячной передачи 0,95;
hп. к. - КПД подшипника качения 0,99;
hм – КПД муфты 0,98;
hобщ=0,96*0,95*0,98*0,99 2 =0,88
1.3 Потребная мощность привода.
Рпр= Рр.в. / hобщ = 6/0,88=6,82 кВт
1.4 Подбор стандартной мощности электродвигателя по приложению 1 [ 1 ]
Рэ ≥ Рпр
Назначим Рэл. = 7,5 кВт; n= 970 об/ мин; № 4А13M6
Рис.2
Эскиз электродвигателя марки 4А13М6. (Исполнение закрытое обдуваемое)
Таблица 1.
|
Основные размеры электродвигателя, мм |
|||||||||||||
|
l1 |
l10 |
l30 |
l31 |
d1 |
d10 |
d30 |
b1 |
b10 |
h |
h1 |
h5 |
h10 |
h31 |
|
80 |
178 |
530 |
89 |
38 |
12 |
260 |
10 |
216 |
132 |
8 |
41 |
13 |
350 |
l0=l10+4d10=178+4*12=226 мм
b0=b10+5d10=216+5*12=276 мм
b2=b10-5d10=216-5*12=156 мм
2. Кинематический расчет привода.
2.1 Определяем частоту вращения рабочего вала конвейера.
V = П * D * n р.в. / 60
n р.в.= (60 *V / t * z)*10 -3= (60 * 0,2 / 80*8)*10-3 = 18,75 об/мин.
2.2 Определяем общее передаточное число.
Uп.р. = n э / n р.в. =970/18,75 = 51,73
Uред = 20
2.3 Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням отдельных передач
По таблице [3] назначаем передаточное число Uред = 20 ,тогда
передаточное число ременной передачи
U цеп = Uп.р. / Uред = 51,73 / 20 = 2,6
2.4 Определяем частоту соответствующих вращения валов.
n 1 = n эл= 970 об/мин.
n 2 = n 1 / U ред. = 970 /20=48,5 об/мин.
n 3 = n 2 / Uцеп. =48,5 / 2,6 = 18,65 об/мин.
Определяем отклонения ∆=(n3-n3ф)/n3 *100% ≤ 4 %
∆=(18,75 -18,65 )/ 18,75 *100%=0,5 % ,
0,5 %≤ 4 %
2.5
Определяем угловые скорости на валах привода.
 |
W1 = П * n 1 / 30 = 3,14 * 970 / 30 = 101,52 с
W2 = П * n 2 / 30 = 3,14 * 48,5 / 30 = 5,1 с
W3 =
П * n 3 / 30 = 3,14 * 18,65/ 30 = 2 с
2.6 Определяем расчётные мощности на валах привода.
Рэ = 7,5 кВт.
Р1 = Рэ * hм. = 7,5*0,98=7,35 кВт,
где hм.– потери мощности в муфте.
Р2 = Р1 *hч.. = 7,35*0,95 = 6,98 кВт.
Р3=Р2*hп. к * hц =6,56
2.7Определяем крутящий момент на валах привода.
Т1 = Р1 * 10
/ W1 = 7,35 * 10 / 101,52 = 72,4 Н*м
Т2 = Р2 * 10 / W2 = 6,98 * 10 / 5,1= 1368,6 Н*м
Т3 = Р3 * 10 / W3 = 6,56 * 10 / 2 = 3280 Н*м
3. Выбор редуктора
Выбор редуктора осуществляется про передаточному числу и крутящему моменту на тихоходном валу.
Uред= 20
Ттих= 1368 Н*м
Выбираем редуктор цилиндрический Ч-160-20-56-ЗУ
Эскиз редуктора представлен на рисунке 3.
Основные параметры редуктора сведем в таблицу 2.
Основные параметры червячного редуктора
Таблица 2
|
Типоразмер Редуктора |
Передаточное отношение |
Номинальный крутящий момент на тихоходном валу, Н*м |
КПД |
Масса |
|
|
Ч-160 |
20 |
1320 |
0,85 |
156 |
Рис.3 Эскиз редуктора.
4. Расчет цепной передачи.
|
Р1 |
Р2 |
n1 |
n2 |
ω1 |
ω2 |
T1 |
T2 |
Uцеп. |
|
6,98 |
6,56 |
48,5 |
18,65 |
5,1 |
2 |
1368,6 |
3280 |
2,6 |
Определяем:
4.1 Шаг цепи.
=2,8
мм
Кэ=К1*К2*К3*К4 = 1*1*1,5*1,25=1,875
Шаг цепи округляется до стандартного значения. Принимаем 44,45мм.
Назначаем цепь 2ПР-44,45-344
d0=12,7 мм ; В=37,1 мм ; Fp=344,8 кН ; q=141,1 Н.
4.2 Число зубьев ведущей звездочки.
Z1=29-2u=29-2*2,6=23,8
Z1 – округляется до целого нечетного числа
Принимаем Z1 =25
4.3 Число зубьев ведомой звездочки.
Z2= Z1 *u=25*2,6=65
4.4 Линейная скорость цепи.
м/с
4.5 Окружная сила.
Н
4.6 Центробежная сила.
Н
4.7 Межосевое расстояние.
мм
4.8 Натяжение от провисания цепи.
Н
4.9 Динамическая нагрузка, обусловленная неравномерностью скорости цепи.
Н
4.10 Натяжение ведущей ветви цепи.
Н
4.11 Фактический коэффициент запаса прочности.
4.12 Фактическое давление в шарнире.
МПа
4.13 Число звеньев в цепи.
Округляются до целого четного числа, т. к. при этом отпадает необходимость в использовании переходных звеньев, которые по прочности уступают основным.
Zзв=126
4.15 Фактическое межосевое расстояние.
4.16 Фактическое число ударов цепи в секунду.
с-1
4.17 Нагрузка на вал.
Н
Вывод: выбранная приводная роликовая цепь 2ПР-44,45-344 соответствует всем критериям работоспособности.
5. Расчет звездочки цепных передач.
5.1 Радиус межзубовой впадины для роликовой цепи.
мм
5.2 Диаметр делительной окружности.
где t- шаг цепи;
z-число зубьев звездочки
мм
мм
5.3 Диаметр окружности выступов.
где К-коэффициент высоты зуба, принимается по таблице в зависимости от характеристики зацепления λ. Для роликовых цепей λ=t/dв.
λ=40,47/25,4=1,59
Принимаем К=0,532
мм
мм
5.4 Диаметр окружности впадин.
мм
мм
5.5 Наибольший диаметр обода.
где h- ширина внутренней пластины.
Принимаем h=42,4 мм.
мм
мм
5.6 Ширина венца однорядной звездочки.
В0=0,93*Ввн -0,15
где Ввн- расстояние между внутренними пластинами цепи
В0=0,93*25,4-0,15=23,47 мм
5.7 Ширина венца многорядной звездочки.
Вм= В0(n/-1)А/
где n/ - число рядов цепи;
А/ - расстояние между осями смежных рядов многорядной цепи.
n=2 ; А/= 48,87 мм.
Вм=23,47+(2-1)*48,87=72,34 мм
5.8 Радиус закругления боковой поверхности зуба.
R=1,7*d1=1,7*25,4=43,18 мм
5.9 Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений.
мм
5.10 Толщина обода многорядной звездочки.
мм
мм
Рис.4 Эскиз звездочки.
6. Расчет червячной передачи.
|
Р1 |
Р2 |
n1 |
n2 |
ω1 |
ω2 |
T1 |
T2 |
Uред. |
|
7,35 |
6,98 |
970 |
48,5 |
101,52 |
5,1 |
72,4 |
1368,6 |
20 |
t=2500 часов
Выбор материала червяка и червячного колеса.
6.1 Определяем ориентировочную скорость скольжения винта червяка и зубьев колеса.
м/с
где d1/- диаметр червяка.
Назначаем материал колеса БрА9ЖЗЛ, отливка в землю.
σв=400 МПа
σт=200 МПа
НВ2=100 МПа
Червяк Сталь 40Х закалка HRC=50 полирование.
6.2 Выбор допускаемых напряжений.
МПа
107- базовое число циклов контактных напряжений;
NE- приведенное число циклов напряжений.
6.3 Проверяем на изгибную выносливость.
МПа
где σт, σв – предел текучести и предел прочности при растяжении;
KFL –коэффициент долговечности при расчете на изгиб;
6.4 Определяем межосевое расстояние.
мм где z2
– число зубьев червячного колеса, z2 =U*z1;
U – передаточное число;
z1- число витков червяка; принимаем z1=2, т.к. U=16…31,5;
q – коэффициент диаметра червяка; принимаем q =10;
Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н*м;
Кнв- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий.
aω=160 мм
6.5 Модуль зацепления.
мм
Модуль округляют до стандартного m=6,3 мм.
6.5 Определяем коэффициент смещения инструмента.
Значение коэффициента смещения должно находиться в пределах -1≤х≤1.
6.6 Фактическое передаточное число.
6.7 Определяем размеры червяка и червячного колеса.
мм
мм
6.8 Начальный диаметр червяка.
мм
6.9 Диаметры выступов червяка и червячного колеса.
мм
мм
6.10 Диаметры впадин.
мм
мм
Наибольший диаметр червячного колеса (округляют до целого числа):
мм
6.11 Находим длину червяка.
мм
b1=112 мм.
6.12 Находим ширину венца червячного колеса.
мм
b2=56 мм.
6.13 Делительный угол подъема витков червяка.
6.14 Определяем окружную скорость червяка и червячного колеса.
м/с
м/с
6.15 Скорость скольжения.
м/с
6.16 По полученному значению скорости назначаем степень точности передачи.
Назначаем 8-й класс точности изготовления передач.
6.17 Определяем КПД передач.
%
где ρ – приведенный угол трения.
6.18 Определяем фактический вращающий момент на червяке с учетом фактического КПД передач.
Н*м
6.20 Силы, действующие в зацеплении.
Н
Н
Н
Угол зацепления α равен 200.
6.20 Проверяем передачу на работоспособность.
МПа где Ft2
– окружная сила, действующая на зубья колеса, Н;
КНВ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
при постоянной нагрузке КНВ = 1,0;
КНV - коэффициент динамической нагрузки;
dW1 – начальный диаметр червяка, мм;
d2 – делительный диаметр колеса, мм.
На работоспособность передача готова.
6.21 Проверяем на изгибную выносливость зубьев.
МПа
где КFB – коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
KFV – коэффициент динамической нагрузки;
JF2 – коэффициент, учитывающий форму зуба червячного колеса.
6.22 Проверка червяка на жесткость.
мм4
JПР – приведенный момент инерции в сечении червяка, мм4;
Е – модуль упругости материала червяка, Н/мм2; для стали принимают Е=2,15* 105.
2.23 Тепловой расчет.
где Р1 – мощность на валу червяка, Вт;
t0 – температура окружающей среды, 0С;
η – КПД червячной передачи;
КТ – коэффициент теплоотдачи, принимаемый в зависимости от интенсивности циркуляции окружающего редуктор воздуха равным 10…17 Вт/(м2 * 0С);
S – площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора, м2.
S=0,89 м2
0С
7. Расчет и конструирование валов.
9. Подбор соединительной муфты.
Выписываем диаметры соединительных валов.
dэ=38 мм – цилиндрический конец;
dвх=40 мм – конический конец.
Определяем крутящий момент
Тр = Кр × Т ≤ [Т], где Т – крутящий момент, передаваемый валами, Н × м;
Кр – коэффициент режима работы, Кр = 1,5;
[T] – номинальный крутящий момент, Н × м, который может передать муфта
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.