Вход

Проект привода конвейера.

Рекомендуемая категория для самостоятельной подготовки:
Курсовая работа*
Код 313114
Дата создания 08 июля 2013
Страниц 50
Мы сможем обработать ваш заказ (!) 29 марта в 12:00 [мск]
Файлы будут доступны для скачивания только после обработки заказа.
1 310руб.
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


Введение

Проект привода конвейера.

Фрагмент работы для ознакомления

2.2.5 Определение межосевого расстояния
Для предварительных расчетов допускается принимать
Кн = 1,4 – для симметричных колес. [1].
Коэффициент ширины, принимаем φа =0,315 [1].

Подставляя значения в выражение (2.11) получаем
.
Для размещения крышек и болтов крепления конструктивно назначаем аw =80мм.
2.2.6 Определение модуля передачи
Подставляя межосевое расстояние в формулу (2.1.12) получим
mп = (0,016 – 0,0315) · 80 = 1,28 –2,52мм.
Назначаем mп = 2,0 мм по ГОСТ 9563-80 [1].
2.2.7. Определение суммарного числа зубьев для косозубых передач
Назначаем угол β = 10 ˚.
Подставляя значения в выражение (2.1.13) получаем
ZΣ = 2 ·80·cos 10˚ / 2,0 = 78,8.
Полученное значение округляем до целого числа ZΣ = 79 и уточняем угол наклона β.Подставляем mп = 2,0мм и аw =80мм в выражение (2.1.14), получим
β = arccos (79 · 2,0 / 2 · 80) = 9 ˚.
2.2.8 Определение числа зубьев шестерни
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ =79 и передаточное число
U = 4,5 в формулу (2.1.15), получим
Z1 = 79 / (4,5+1) = 14,4. Назначаем Z1 = 14.
Минимальное число зубьев Z1min = 17cosβ=17cos9=16.4, т.е. Z1< Z1min
Проектируем передачу со смещением:

2.2.9. Определение числа зубьев колеса
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ = 89 и число зубьев шестерни
Z1 = 18 в формулу (2.1.16), получим
Z2 = 89 –18 = 71.
2.2.10. Определение геометрических размеров колес
Таблица 2.6 – Геометрические размеры колес
Параметр
Геометрические зависимости
Числовые значения
Делительные
диаметры d1, d2
d1 = mп · Z1/ cos β
d2 = mп · Z2/ cos β
d1=2 · 14/ cos 9=28.4мм
d2=2 · 79/ cos 9=131.6мм
Начальные
диаметры dw1, dw2
Диаметры вершин
зубьев dа1, dа2
Диаметры впадин
зубьев df1, df2
Ширина колеса b2
b2 = φа · аw
b2 = 0,315 · 80 =25.2мм
b2 =25мм
Ширина шестерни b1
b1 = b2 +5 мм
b1 = 25+5=30мм
2.2.11. Определение усилий в зацеплении
Осевое усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.17), получим
Ft = 2 · 14,8 / 28.4 = 1,04кН.
Радиальное усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.18), получим
Fr = 1.04 · tg 20˚ / cos 9˚ = 0,38кН.
Осевое усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.19), получим
Fа = 1.04 · tg 9 =0,17кН.
2.2.12. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Для этого производим оценку изгибной прочности, т.е. находим отношения [2,3]
[σ]F1 /YF1 и [σ]F2 /YF2
Коэффициент формы зубьев YF1 и YF2 определяют по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса, по формуле (2.1.21)
Подставляя число зубьев колеса Z2 =79, шестерни Z1 = 14.
и угол β = 9˚, получим
Zv1 = 14 / cos 3 9=14,5 ; Zv2 = 79 / cos 3 9 = 67.5.
Определяем значения коэффициентов YF1 = 4,4 и YF2 = 3,74.
Подставляя полученные значения, получим
[σ]F1 /YF1 = 323,5 /4,4 =73.5; < [σ]F2 /YF2 = 308.8 /3,74 =82.5.
Расчет на изгиб ведем по шестерне.
Проверочный расчет на изгиб косозубых передач производят по формуле (2.1.22). Коэффициент KF = 1,4 [1].
Коэффициент угла наклона зубьев Yβ определяют по формуле (2.1.23)
Подставляя угол наклона зубьев, получим
Yβ = 1 –9 0 / 140 0 = 0,9.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев YE, определяют по формуле (2.1.24), а коэффициент торцевого перекрытия - по формуле (2.1.25)
Подставляя значения, получим
Eα = [1,88 –3,2 · (1 / 14 +1/ 79)] ·cos 90 = 1,63 >1,2.
Подставляя коэффициент торцевого перекрытия Eα =1,6 получим
YE = 1 /1,63 =0,63.
Подставляя вычисленные коэффициенты в выражение (2.1.22) получим
σF1 =2·103 · 4,2·1,4·14,8 ·0,63 ·0,9·cos 9 / 2 2 ·14 · 30 =63,4МПа.
Таким образом, σF2 < [σ]F2 =323,5МПа - зубья колеса удовлетворяют прочности на изгиб.
2.2.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчет ведем по формуле (2.1.26).
Назначаем вспомогательный коэффициент K = 376 – для косозубых передач [1]; коэффициент нагрузки принимаем Kн =1,4 [1]
Подставив значения, получим
Прочность обеспечена.
2.3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.3.1 Определение числа зубьев малой Z1 и большой Z2 звездочек
. (2.3.1)
Полученное значение округляют до целого нечетного числа.
Назначаем Z1 =23
. (2.3.2)
Назначаем Z2 =71.
2.3.2 Назначение предварительного шага цепи и коэффициента эксплуатации
Назначаем шаг цепи 25,4мм, [Р0] =35 МПа [2].
Назначаем коэффициент эксплуатации Кэ=1,5 (стр. 256 [2]).
2.3.3 Определение расчетного шага цепи
Предварительно назначаем коэффициент рядности цепи , в зависимости от числа рядов
При .[2]
Расчетный шаг определяют по формуле (стр. 257 [2]).
, (2.3.4)
где - шаг цепи, мм;
- допускаемое давление в шарнире цепи, МПа.
Принимаем стандартный шаг цепи 25,4 мм.
Для полученного шага определяют допускаемое давление
[3] и значения разрушающей нагрузки Fраз =56,7кН, массу 1м цепи q=2,6 кг/м, площадь проекции опорной поверхности шарнира A=180[3].
2.3.4 Определение скорости движения цепи (стр. 258 [2])
, (2.3.5)
где V - скорость цепи, м/с.
2.3.5 Определение окружного усилия
, (2.3.6)
где - окружное усилие, кН;
- передаваемая мощность, кВт.
2.3.6 Определение среднего давления в шарнирах цепи и сравнение его с допускаемым (стр. 360 [3])
. (2.3.7)
2.3.7 Определение межосевого расстояния и длины цепи
Назначаем оптимальное межосевое расстояние (стр. 358 [3])
. (2.3.8)
Число звеньев цепи определяется по формуле (стр. 358 [3])
. (2.3.9)
Назначаем Zц=128.
Длина цепи определяется по формуле (стр. 358 [3])
. (2.3.9)
Окончательное межосевое расстояние определяется по формуле
(2.3.10)
2.3.8 Определение усилий в ветвях и коэффициента запаса прочности цепи
Натяжение цепи от силы тяжести , кН, определится по формуле [2]
. (2.3.11)
где ψ-угол наклона цепи к горизонту, конструктивно назначаем ψ=0 0.
Натяжение цепи от центробежных сил , кН
. (2.3.12)
Натяжение ведущей ветви определится по формуле
. (2.3.13)
Коэффициент запаса прочности
. (2.3.14)
- цепь удовлетворяет условиям статической прочности.

2.3.9 Определение расчетной нагрузки на валы
, (2.3.15)
где - коэффициент, учитывающий расположение передачи:
= 1 – вертикальное расположение [2].
2.3.10 Определение размеров венцов звездочек цепей
Делительные диаметры
. (2.3.16)
.
Диаметры окружности выступов
. (2.3.17)
Диаметры окружности впадин
, (2.3.18)
где r - радиус впадины, определяемый по формуле
мм , (2.3.19)
где - диаметр ролика цепи [2].
.
Ширина зуба цепи
мм , (2.3.20)
где - расстояние между внутренними плоскостями пластин [2].
Ширина венца
, (2.58)
где n - число рядов цепи, n=1;
А - расстояние между осями симметрии многорядных цепей,
В = 14,4мм.
Толщина обода
. (2.59)
.
Толщина диска
. (2.60)
.
По результатам расчетов назначаем втулочно-роликовую цепь
ПР-25,4-5670 ГОСТ13568-97
3 РАСЧЕТ ВАЛОВ
3.1 Расчет быстроходного вала
3.1.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления быстроходного вала назначаем сталь 40Х,
Т.О. - улучшение.
Предел прочности стали 40Х σв = 580 МПа [2].
Предел выносливости стали 45 σ-1 = 0,28 ·580 = 162,4МПа [1].
3.1.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала редуктора определяют по формулам:
d ≥ (7-8) 3√TБ , (3.1)
dп ≥ d +2t , (3.2)
dБП ≥ dп +3r , (3.3)
где TБ – крутящий момент на быстроходном валу, Нм;
d, dП, dБП – диаметры отдельных участков вала, мм;
t – высота буртика, мм;
r – координата фаски подшипника, мм.
Высоту буртика t и координату фаски подшипника r принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности [2].
Подставляя крутящий момент ТБ = 29,55Нм в формулу (3.1), получим
d ≥ (7-8) 3√14,8 =17,2…19,6 мм.
Назначаем d =20мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.2),
dп ≥ 20+2·2 =24 мм.
Назначаем dп = 25 мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.3)
dБп ≥ 25+3 ·3= 34мм.
Назначаем dБп = 34 мм.
3.1.3 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ(вертикальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
кН.
ΣF(Y) = 0:
кН.
Рисунок 3.1 - Расчетная схема и эпюры моментов
быстроходного вала
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a,
Мy=Ya·a=0,3·30 =9Нм.
Участок ВC:
Мy = Yb · Z,
Точка В: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=b,
Мy=Yb·b=0,08·80 =6.4Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На консольную часть вала действует усилие от муфты
=50√Тб=50√14.8=0,2кН.
Определяем реакции в опорах.
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
ΣМb = 0:
или
Подставляя значения, получим
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 =0,65·30=19.5Нм.
Участок DВ:
М x = -FΣ ·Z,
Точка D Z= 0, М x = 0Нм.
Точка В: Z= c, М x =-0,2·56= -11.2Нм
Участок ВC:
М x = - FΣ ·(c+Z)+ Xb·Z,
Точка B Z= 0, М x = - FΣ ·c =-11.2Нм.
Точка C: Z= b, М x = - FΣ ·(c+b)+ Xb·b = - 0,2(56+80)+0.6·80=19.5Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк = 14.8Нм.
Опасными являются сечения С и B (рис.3.1).
Рассчитываем опасное сечение вала на усталостную прочность методом упрощенного расчета. Согласно рекомендации [1,2,3] уточненный расчет по коэффициентам запаса проводить нет необходимости, если выполняется условие:
, (3.4)
где σэ – эквивалентное напряжение, МПа;
σ-1 – предел выносливости, МПа;
Е – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
Кσ – коэффициент концентрации напряжений.
Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению :
(3.5)
где σ – номинальные напряжения изгиба;
– напряжения кручения.
Напряжение изгиба определится по формуле
, (3.6)
Напряжение кручения определится по формуле
, (3.7)
Опасное сечение С - зубья шестерни.
Подставляя изгибающий момент Мх =19.5Нм, Мy =6.4Нм и диаметр
df1 =23.9мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 14.8Нм и диаметр df1 =23.9мм 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 = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для вала-шестерни
Кσ = 1,46 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
17,4<56,7 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
Опасное сечение В - место посадки подшипника.
Подставляя изгибающий момент Мх =11,2Нм, и диаметр d =25мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 14,8Нм и диаметр d = 25мм 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 = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,42 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
10,7<56,7 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
3.2 Расчет промежуточного вала
3.2.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления промежуточного вала назначаем сталь 40ХН,
Т.О. - улучшение.
Предел прочности σв = 750 МПа [2].
Предел выносливости σ-1 = 0,43·750 = 322,5МПа [1].
3.2.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам[1,2]:
, (3.8)
, (3.9)
(3.10)
, (3.11)
где Tпр - крутящий момент на промежуточном валу, Нм;
dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tпр =64,4Нм в выражение (3.8) получим
dк ≥ (5 - 6) 3√64,4 = 24 –28,1мм. Назначаем dк = 30 мм.
мм. Назначаем dбк = 38мм.
мм. Назначаем dп = 25мм.
3.2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ (вертикальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
ΣF(Y) = 0: (3.13)
Рисунок 3.2 - Расчетная схема и эпюры моментов промежуточного вала
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z= a, Мy=Ya ·a =-0.88 · 30 =-26.4Нм.
Участок CD:
Мy = Ya · (a+Z)+Fr1 ·Z + Fa1 ·d1/2,
Точка C: Z= 0, Мy = -26.4+0,6·44,9 / 2=-12.9Нм.
Точка D: Z= b, Мy=Ya·(a+b)+ Fr1· b +Fa1 ·d1 / 2 =
=-0.88· (30+44)+1,07·44 +0,6·44,9 / 2 = -4.57Нм.
Участок DE:
Мy = Ya · (a+b+Z) + Fr1 ·(b+Z) + Fa1 ·d1/2 - Fr2·Z + Fa2 ·d2 / 2
Точка D: Z= 0, Мy =-4.57+0,6 ·44,9 / 2 +0,17 ·131,6/2=20Нм.
Точка E: Z= c, Мy =Ya· (a+b+c)+ Fr1 (b+c)+ Fa1 ·d1/2 - Fr2 c + Fa2 ·d2 / 2 =
=1,26·(30+44+34)+1,07(44+34)+0,6 ·44,9 / 2 - 0,38·34+
+ 0,17·131,6 / 2= 0Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
ΣF(Y) = 0: (3.15)
Строим эпюру изгибающих моментов Мx.
Участок АC:
Мy = Xa · Z,
Точка А: Z= 0, Мx = 0Нм.
Точка С: Z= a, Мx=Xa·a =-3·30 =-90Нм.
Участок CD:
Мx = Xa · (a+Z)+Ft1 ·Z,
Точка C: Z= 0, Мx = -90Нм.
Точка D: Z= b, Мx=Xa·(a+b)+ Ft1·b =-3 · (30+44)+2.87·44 = -95.7Нм.
Участок DE:
Мx = Xa · (a+b+Z) + Ft1 ·(b+Z) - Ft2·Z
Точка D: Z= 0, Мx = -95.7Нм.
Точка E: Z= c, Мx =Xa·(a+b+c)+ Ft1· (b+c) - Ft2 ·c =
= -3·(30+44+34)+2.87· (44+34)-1.04·34 = 0Нм.
Опасными являются участки D и С.
Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение С (зубья шестерни).
Подставляя изгибающий момент Мх=90Нм, Мy=26.4Нм и диаметр шестерни d f1 =44.9мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения шестерни Е = 0,72 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для эвольвентных зубьев шестерни Кσ = 1,7 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
13 < 54,6 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение D (место посадки колеса на вал).
Подставляя изгибающий момент Мх =95.7Нм, Мy =4.57Нм и диаметр вала d=28мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,70 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для шпоночного паза
Кσ = 1,6 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
50.5 < 56,4 - 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 40Х,
Т.О. - закалка ТВЧ.
Предел прочности для стали 40ХН σв = 1250 МПа [2].
Предел выносливости для стали 40ХН σ-1 = 43·1250 = 537,5МПа [1].
3.3.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам [1, 2]:
d ≥(4 - 5) · 3√Tmux , (3.16)
dn ≥d+2 · t , (3.17)
dбп ≥ dn +3 · r , (3.18)
dк ≥ dбп , (3.19)
dбк ≥ dк +3 · f , (3.20)
где Tmux - крутящий момент на тихоходном валу, Нм;
d, dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tmux =222Нм в выражение (3.16) получим
d ≥ (4 - 5) · 3√222 = 30.3 – 36.3мм.
Назначаем d = 34 мм.
d n ≥ 34+2·2.5 = 39мм.
Назначаем dn = 40мм.
d бп ≥ 40 +3·2,5 =47,5мм.
Назначаем d бп = 48 мм.
Назначаем d к = 48 мм.
3.2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ(вертикальная).
Определяем реакции в опорах
ΣМb = 0:
или
ΣF(Y) = 0:
Откуда кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z, где 0 < Z< a.
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a, Мy=Ya ·a=-0.05·74 =3.7Нм.
Участок CB:
Мy = Ya · (a+Z) - Fr2 ·Z +Fa2 ·d2 / 2, где 0 < Z< b.
Точка С: Z= 0, Мy = 3.7 +0.6·155.1 / 2 =50.2Нм.
Точка B: Z=b, Ya · (a+b) - Fr2 ·b + Fa2 ·d2 / 2 = -0.05·(74 + 38) – 1.07· 38+
+0.6·155.1 / 2 = 0Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На выходном конце вала установлена звездочка, учитываем усилие на валы от цепной передачи
Fрас = 2,6кН.
Определяем реакции в опорах.

Список литературы

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: 0.00497
© Рефератбанк, 2002 - 2024