Вход

проектирование привода винтового конвейра

Рекомендуемая категория для самостоятельной подготовки:
Курсовая работа*
Код 139340
Дата создания 2008
Страниц 41
Источников 3
Мы сможем обработать ваш заказ (!) 1 апреля в 12:00 [мск]
Файлы будут доступны для скачивания только после обработки заказа.
2 000руб.
КУПИТЬ

Содержание

Введение
1 Энергетический и кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
1.3 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах
2 Расчет передач
2.1 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи. Тихоходная ступень
2.2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи. Быстроходная ступень
2.3 Расчет цепной передачи
3 Расчет валов
3.1 Расчет быстроходного вала
3.2 Расчет промежуточного вала
3.3 Расчет тихоходного вала
4 Расчет и подбор подшипников
4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
5 Расчет шпоночных соединений
6 Подбор муфты
7 Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников
Литература
Приложение А. Эскиз электродвигателя
Приложение Б. Спецификации к графической части проекта

Фрагмент работы для ознакомления

Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение D (зубья шестерни).
Подставляя изгибающий момент Мх =102,15Нм, Мy =37,6Нм и диаметр d1=66,96мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,72 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.
Коэффициент концентрации напряжения для вала с эвольвентными зубьями Кσ = 1,7 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
5 < 44,4 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
3.3 Расчет тихоходного вала
3.3.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления тихоходного вала назначаем сталь 40ХН, Т.О. - закалка.
Предел прочности для стали 40ХН σв = 1250 МПа [2].
Предел выносливости для стали 40ХН σ-1 = 0,28 · 1250 = 350МПа [1].
3.3..2. Проектный расчет валов.
Диаметры различных участков вала определяют по формулам:
d ≥(4-5)3√Tmux (3.14)
dn ≥d+2 · t (3.15)
dбп ≥ dn +3 · r (3.16)
dк ≥ dбп (3.17)
dбк ≥ dк +3 · f (3.18)
где Tmux - крутящий момент на тихоходном валу, Нм;
d, dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tmux =350,9Нм в выражение (3.14) получим
d ≥ (4-5) 3√350,9 =35 -42,3мм.
Назначаем d = 42 мм.
d n ≥ 42+2 · 3 = 48мм.
Назначаем dn = 50мм.
d бп ≥ 50 +3 · 3,5 = 60,5мм.
Назначаем d бп = 62 мм.
Назначаем d к = 62 мм.
3.3.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
кН.
ΣF(Y) = 0: , кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a,
Мy=Ya · a=1,04 · 75 =78Нм.
Участок ВC:
Мy = Yb · Z,
Точка В: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=b,
Мy=Yb·b=0,22 · 75 =16,5Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На консольную часть вала действует усилие от цепной передачи
=3,5кН.
Определяем реакции в опорах.
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
Рисунок 3.3 - Расчетная схема и эпюры моментов тихоходного вала
ΣМb = 0:
или

Подставляя значения, получим кН.
ΣF(Y) = 0:

Строим эпюру изгибающих моментов М x.
Участок АC:
М x = Xa · Z,
Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка С: Z= a, М x = Xa · a = -0,6 ·75 = - 45Нм.
Участок DВ:
М x = -Fрас · Z,
Точка D Z= 0, М x = 0Нм.
Точка В: Z= c, М x =-3,5 · 98=-343Нм
Участок ВC:
М x = - Fрас · (c+Z)+ Xb · Z,
Точка B :Z= 0, М x = - Fрас · c =-343Нм.
Точка C: Z= b,
М x = - Fрас · (c+b)+ Xb · b = -3,5(98+75)+7,52 · 75=-45Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк.
Опасными являются сечения С и D (рис.3.3).
Опасное сечение С - место посадки колеса.
Подставляя изгибающий момент Мх =45Нм, Мy =78Нм и диаметр вала
d =62мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 350,9Нм и диаметр d = 62мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,83 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.
Коэффициент концентрации напряжений для посадки колеса на вал
Кσ =1,46 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
13,4 < 99,5 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
Опасное сечение D - место посадки подшипника.
Подставляя изгибающий момент Мх =343Нм, и диаметр d =50мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т=350,9Нм и диаметр d=50мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,7 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0.
Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,42 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
36,3<69,0- условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
4.1. Расчет подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 205 ГОСТ 8338-75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность [2]:
d=25мм, D=52мм, В=15мм, Cr=14кН, Cor=6,95кН.
4.1.2. Расчет подшипника
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
(4.1)
где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч.;
n - частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов : для шарикоподшипников p=3;
для роликоподшипников p=3,3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 15000 ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1 [1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.
Pr = (X ·V ·Fr +Y ·Fa) ·Кδ ·Кt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки [2,3];
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач,
Кδ = 1,2 –1,5; принимаем Кδ = 1,2 [2,3];
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем
Кt = 1,0 [2].
.
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле
, или , (4.3)
где X, Y - реакции в опорах А и В в горизонтальной и
вертикальной плоскостях, кН.
Подставляя значения, получим
кН, или кН.
Осевые нагрузки на подшипники отсутствуют, т.к передача шевронная.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
Определяем коэффициенты X и Y.
При отсутствии осевой нагрузки назначаем коэффициенты
X =1, Y=0 [1,2,3]
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 ·1 ·1.22 ) ·1,2 ·1=1,46кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В,
по формуле (4.1)
Долговечность подшипника обеспечена.
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 206 ГОСТ8338-75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=30мм, D=62мм, В=16мм, Cr =19,5кН, Cor=10кН.
4.2.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН

Осевые нагрузки:
осевые усилия на колесах компенсируют друг друга, подшипники не нагружают.
Fa1 =0,58кН – осевая сила на шестерне , нагружает опору В (рис. 3.2);
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку , по таблице [2] находим коэффициент e = 0,19.
Находим отношение:
, назначаем Х = 0,56; Y =1,54 [1, 2].
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 ·0,56 ·0,96 + 1,54 · 0,58 ) ·1,2 ·1=1,7кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В, по формуле (4.1)
Долговечность подшипника обеспечена.
4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
4.3.1. Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 310 ГОСТ 27365-87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=110мм, В =27мм, Cr =48,5кН, Cor =36,3кН.
4.3.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН, или кН.
Осевые нагрузки:
Fa2 =0,58кН – осевая сила на колесе , нагружает опрору В (рис. 3.3);
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку , по таблице [2] находим коэффициент e = 0,2.
Находим отношение:
, назначаем Х = 1; Y =0.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 ·1 ·7,52 ) ·1,2 ·1=9кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В,
по формуле (4.1)
Долговечность подшипника обеспечена.
5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала
Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:
, (5.1)
где (см – напряжения смятия, МПа;
Т – вращающий момент, МН.м;
d – диаметр вала, м;
lр – рабочая длина шпонки, lр = l – b - для шпонок со скругленными торцами, м;
k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;
[(]см – допускаемое напряжение на смятие, МПа.
Согласно рекомендациям [2,3] допускаемое напряжение для шпоночного соединения из стальных деталей принимаем
[(]см =130 - 150МПа.
Размеры шпонки по ГОСТу подобраны таким образом, что если прочность шпонки на смятие обеспечена, то и прочность на срез так же обеспечена [2, 3]. По этому расчет шпонки на срез не проводили.
5.1.1 Расчет шпоночного соединения на выходном участке вала
По диаметру выходного конца вала d =22мм выбираем шпонку сечением 8х7х50 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=29,55Нм, глубину врезания к=3мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 50 –8 = 42мм, получим

Прочность соединения обеспечена.
5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
5.2.1 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру вала d =34мм выбираем шпонку сечением 10х8х25 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=114,6/2=56,3Нм, глубину врезания к=3,5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 25 – 10 =15мм, получим

Прочность соединения обеспечена.
5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
5.3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала
По диаметру выходного конца вала d =42мм выбираем шпонку сечением 12х8х80 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=350,9Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 80 – 12 =68мм, получим

Прочность соединения обеспечена
5.3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
По диаметру конца вала d =62мм выбираем шпонку сечением 18х11х56 ГОСТ 23360-78.
Определяем прочность шпонки на смятие.
Подставляем крутящий момент Т=350,9Нм, глубину врезания к=5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр =56 – 18 =38мм, получим

Прочность соединения обеспечена
6 ПОДБОР МУФТ
Муфту назначают по диаметрам соединяемых валов и вращающему моменту.
Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость
Тк=К ·Тн, ≤ [Т], (6.1)
где Тн – номинальный длительно действующий момент, Нм;
К – коэффициент режима работы;
[Т] – допускаемый момент для муфты по паспорту, Нм.
При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].
Для соединения редуктора с электродвигателем назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 29,55Нм и коэффициент режима работы К = 1,4 в выражение (6.1) получим
Тк = 1,4 · 29,55 = 41,37Нм.
По диаметрам валов dв =22 мм и dэ =32мм назначаем
МУВП 125-22-I.1-32-I.1У3 ГОСТ 21424-75.
7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Для смазывания зубчатых передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость определяем по формуле
, (7.1)
где d – делительный диаметр колеса, м/с;
n – частота вращения колеса, об/мин.
Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.
При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ≈ m – 0,25·d2 =3,0 –106,5мм, но не менее 10мм.
Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35-0,7 л/кВт. Для разрабатываемого редуктора – 8 л [1].
По окружной скорости и контактным напряжениям σн = 581,8 МПа назначаем марку масла И-Г-А-68 [1]: индустриальное. для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 61-75 мм 2/с (сСт).
ЛИТЕРАТУРА
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.
Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.
43

Список литературы [ всего 3]

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.
2.Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
3. Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.
Очень похожие работы
Пожалуйста, внимательно изучайте содержание и фрагменты работы. Деньги за приобретённые готовые работы по причине несоответствия данной работы вашим требованиям или её уникальности не возвращаются.
* Категория работы носит оценочный характер в соответствии с качественными и количественными параметрами предоставляемого материала. Данный материал ни целиком, ни любая из его частей не является готовым научным трудом, выпускной квалификационной работой, научным докладом или иной работой, предусмотренной государственной системой научной аттестации или необходимой для прохождения промежуточной или итоговой аттестации. Данный материал представляет собой субъективный результат обработки, структурирования и форматирования собранной его автором информации и предназначен, прежде всего, для использования в качестве источника для самостоятельной подготовки работы указанной тематики.
bmt: 0.00495
© Рефератбанк, 2002 - 2024