Расчет и конструирование привода ленточного конвейера (окружное усилие на барабане - 5,5 кН, скорость конвейера - 1,5 м/с)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

Федеральное агентство по образованию (Рособразование)

Архангельский государственный технический университет

Кафедра прикладной механики и основ конструирования

(наименование кафедры)

(фамилия, имя, отчество студента)

Факультет   ПЭ

КурсIII

Группа2

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине        Механика

На тему        Расчет и конструирование привода ленточного конвейера

(наименование темы)

11.1.5.07.КР.28.02.00.00.ПЗ

Работа допущена к защите ________________

                                                         (подпись руководителя)

(дата)

Признать, что работа

выполнена и защищена с оценкой ___________________________________

Руководитель ____________________         ___________        _

(должность)                                       (подпись)

(и., о., фамилия)

___________________

(дата)

Архангельск

2008

Лист замечаний

Содержание

1. Энергетический и кинематический расчёт привода..………………….............6

2. Расчет закрытой зубчатой передачи ..………………………………………….11

3. Расчет приводной роликовой цепной передачи…….……………………...….21

4. Расчет и конструирование тихоходного вала редуктора………...…….……...27

5. Подбор и расчет на долговечность подшипников………………………… .....38

6. Подбор соединительной муфты………...………………………………………40

7. Подбор шпоночных соединений………...……………………………………...42

Список литературы…………………………………………………………….…..44

Введение

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:

·  постоянству передаточного числа;

·  отсутствию проскальзывания;

·   большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;

·  большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;

·  сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;

·  высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткам зубчатых передач можно отнести:

·  высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;

·  необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;

·  шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;

·  имеет  низкую демпфирующую способность.

Цепные передачи обладают следующими достоинствами:

·  более компактны по сравнению с ременными передачами;

·  могут передавать значительно большую мощность (до 3000 кВт);

·  возможность работы при больших передаточных отношениях;

·  возможность передачи вращающего момента от одной ведущей звездочки к нескольким ведомым;

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и недостатками. Это:

·  износ шарниров цепи и зубьев звездочек в процессе работы;

·  шум, увеличивающийся с увеличением угловой скорости и уменьшением числа зубьев ведущей звездочки;

·  неравномерность скорости движения цепи в пределах поворота ведущей звездочки на угол, соответствующий шагу цепи.

1.  Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Определим мощность на рабочем валу привода

;                                                                                               (1.1)

где Ftокружное усилие,

υ – скорость конвейера,

 кВт.

1.2 Определим общий кпд привода.

, где                                                                    (1.2)

- КПД муфты;  [1];

- КПД приводной роликовой цепной передачи: =0,93;

- КПД закрытой прямозубой цилиндрической зубчатой передачи; 

=0,97;

- КПД пары подшипников качения: =0,99;

1.3 Определим частоту вращения рабочего вала:

   ;                                                                                                              (1.3)

где   – частота вращения рабочего вала, мин -1;

  об/мин.

1.4 Вычислим частоту вращения первого вала:

;                                                                                                           (1.4)

- передаточное число привода:

                                                                                                           (1.5)

Up-передаточное число редуктора;

Uзуб- передаточное число зубчатой передачи;

Принимаем предварительно  об/мин:

                                                                                                                (1.6)

           Uзуб

1.5 Определим мощность электродвигателя.

                                                                                                       (1.7)

 кВт.

Фактическую частоту вращения входного вала привода в соответствии с          Pэ     = 11 кВт (Приложение А) принимаем:

 мин-1.

Электродвигатель выбираем по каталогу (приложение 1[1]) из условия, что   Nэл. дв ≥Nтр и . Тогда выбираем тип электродвигателя АИР 132М4 ТУ16-525 с асинхронной частотой вращения n = 1447 мин-1.

Из приложения 2[1] выберем размеры электродвигателя АИР 132 М4 и занесём в таблицу 1. 1

Размеры электродвигателя.

Таблица 1.1

Тип электродвигателя

Число полюсов

Основные размеры, мм

l1

l10

l30

l31

d1

d10

d30

b1

b10

h

h1

h10

h31

АИР 132 М4

2

80

180

450

90

38

12

290

10

220

130

8

13

325

По данным таблицы 1.1 построим эскиз электродвигателя.

410

 
Надпись: 48

Надпись: 20

2

 

14

 

2

 

110

 

121

 

241

 

3

 

301

 
Надпись: 9Надпись: 51,5

702

 
Рисунок 1.1 Электродвигатель серии 4А. (Исполнение закрытое обдуваемое).

1.6 Определим частоту вращения последовательно на каждом валу.

 об/мин;

 об/мин.                                                                                            (1.8)

;                                                                                              (1.9)

 об/мин.

;                                                                                              (1.10)

 об/мин.

1.7 Определим угловые скорости на валах:

;                                                                                              (1.11)

 рад/сек.

рад/сек;

 рад/сек.

 рад/сек.

1.8 Определим расчётные мощности на валах:

 кВт.

;                                                                                      (1.12)

 кВт.

;                                                                                    (1.13)

 кВт.

;                                                                                   (1.14)

 кВт.

1.9 Определим крутящие моменты:

;                                                                                                 (1.15)

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

1.3 Выбираем стандартный редуктор.

Редуктор 1 ЦУ-200-4 12 ТУ 2-056-243-86

Подбор редуктора производим по следующим параметрам:

А) По передаточному числу;

Б) По номинальному вращательному моменту на тихоходном валу.

Габаритные и присоединительные размеры.

Таблица 1.2

L

H

h

A

B

d

200

580

500

236

165

230

265

425

212

36

437

136

212

200

24

Таблица 1.3

Выходной вал

Входной вал

d

b

t

d

d

t

70

140

105

18

36,38

55

110

82

14

28,95

Рисунок 1.2 – Габаритные и присоединительные размеры редуктора.


2. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Вращающий момент на ведомом валу  Т3 = 230,2  Н.м.

Угловые скорости:ω1 = 151,5 рад/с   ω3 = 37,88  рад/с  .

Передаточное число передачи: U =4.

Вид нагрузки: передача цилиндрическая прямозубая, срок службы: tp =7000 часов.

2

 
 


1

 

Рисунок 3.1 - Цилиндрическая закрытая прямозубая передача

Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая. Индекс 1 соответствует шестерне, индекс 2 – колесу.

Определяем материал для изготовления зубчатых колес:

Выбираем сталь 45, термообработка Н (нормализация).

Твердость заготовки:

для шестерни   207 НВ, для колеса 179 НВ.

Определяем число циклов нагружения:

 ;                                                                                                   (2.1)

где  n1  и  n2  частоты вращения соответствующих шестерни и колеса, об/мин;

tp – срок службы механизма, ч.    

n1= 1447  об/мин          n2= 361,75  об/мин

Допускаемое контактное напряжение.

Коэффициенты долговечности ,  принимаем равные единице,

,                                                                                (2.2)

где предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

.                                                                                            (2.3)

коэффициент безопасности. Для колес с однородной структурой материала .

 МПа;

 МПа;

МПа;

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем для прямозубых передач меньшее из  и . В нашем случае это МПа.

Допускаемое напряжение изгиба.

,                                                                         (2.4)

где предел выносливости зубьев при изгибе;

;                                                                                     (2.5)

коэффициент безопасности при изгибе, принимаем ;

коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья, принимаем;

МПа,

 МПа,

 МПа,

 МПа.

Для прямозубых передач принимаем наименьшее значение:

F]=208,7 Мпа.

Межосевое расстояние:

,                                                               (2.6)

где вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач ;

передаточное число;

крутящий момент на валу колеса, ;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубчатых колес (термообработка – нормализация улучшение);

коэффициент ширины зубчатого венца принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор при симметричном расположении . Принимаем ;

мм.

Округляем до ближайшего по ГОСТ 2185-66:

=140 мм.

Модуль зубьев:

;                                                                              (2.7)

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60   =2,24  мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,                                                                                  (2.8)

где угол наклона зубьев, ;

 шт.

Число зубьев шестерни:

;                                                                                              (2.9)

шт.

Число зубьев колеса :

;                                                                                           (2.10)

шт.

Фактическое передаточное число:

;                                                                                               (2.11)

Геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

;                                                                                            (2.12)

 мм;

 мм.

Диаметры вершин зубьев:

;                                                                                       (2.13)

 мм;

 мм.

Диаметры впадин:

;                                                                                       (2.14)

 мм;

 мм.

Ширина венцов:

  ;                                                                                        (3.15)

 мм;

;                                                                                      (2.16)

 мм.

Окружная скорость колес:

;                                                                                              (2.17)

где угловая скорость вала шестерни;

 м/с.

По полученной скорости назначают степень точности изготовления зубчатой передачи, принимаем степень точности 9, по таблице 1.4[3].

Силы, действующие в зацеплении.

Окружные :

;                                                                                     (2.18)

 Н.

Радиальные:

;                                                                             (2.19)

 Н.

Здесь угол зацепления ˚.

Осевые:

;                                                                                (2.20)

 Н.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения и характер

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Механика
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
2 Mb
Скачали:
0