Разработка привода к ленточному транспортёру
Министерство образования Российской Федерации
ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Факультет вечернего и заочного обучения
Кафедра Прикладной механики
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине
«Прикладная механика» .
Тема
Разработка привода к ленточному транспортёру .
Расчетно-пояснительная записка
Выполнил студент
ЭСХ-011 Калиганов С.А. .
Группа Подпись
инициалы, фамилия
Дата
Руководитель
Свиридов С.И.
Подпись инициалы, фамилия
Дата
Члены комиссии
Подпись
инициалы, фамилия
Дата
Нормоконтролёр
Подпись
инициалы, фамилия
Дата
Защищён_____________________
Оценка__________________________
Дата
2004
Содержание
1. Задание на курсовое
проектирование…………………………..1
2. Содержание……………………………………………………....2
3. Замечания руководителя……………………………….………..3
4. Введение………………………………………………………….4
5. Исходные данные……………………………….…………….…5
6. Выбор электродвигателя………………………………………...6
7. Определяем значения мощностей, угловых
скоростей и крутящих моментов……………………………………………...7
8. Расчёт зубчатой передачи…………………………………….…8
9. Расчёт геометрических параметров зубчатых
колёс…….…….9
10.Основные размеры шестерни и
колеса…………………….....10
11.Проверочный расчёт на контактную
выносливость………....11
12.Расчёт на контактную
выносливость при действии максимальной нагрузки………………………….……….…..12
13.Силы, действующие в
зацеплении……………………...…….12
14. Расчёт на выносливость при
изгибе…………………...……..13
15. Предварительный расчёт
валов…………………………..…..15
16. Конструктивные размеры зубчатых
колёс………………..….15
17. Конструктивные размеры корпуса
редуктора…………..…...16
18. Выбор муфты………………………………………………..…17
19. Выбор смазки…………………………………………….….…17
20. Проверочный расчёт одноступенчатого
редуктора………....18
21. Проверка прочности шпоночных
соединений………….…...24
22. Уточнённый расчёт валов…………………………………….25
23. Расчётная схема ведущего
вала……………………………....29
24. Расчётная схема ведомого
вала……………………………....30
25. Литература……………………………………………………..31
26. Приложение……………………………………………………32
Введение
Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой
скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут
понижать скорость вращения. Таким устройством является проектируемый редуктор.
Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого
цилиндрического редуктора с косозубыми колёсами.
В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали,
при этом учитывая их долговечность, габариты.
За время курсового проектирования студент приобретает навыки в
использовании технической литературы, справочников, ГОСТов и других справочных
и учебных материалов.
Расчет привода
Исходные данные:
N2 = 95 кВт - мощность на ведомом
валу
n2 = 650 об/мин - число оборотов на
ведомом валу
Up = 4,5 - передаточное
отношение редуктора
T = 13000 часов - срок службы
привода
Передача нереверсивная
Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого
редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.
М
График нагрузки:
1,2 Мн
Мн
0,6 Мн
0,003Т
0,5Т 0,4Т
Т
1. Выбор электродвигателя
Вычислим общий КПД редуктора:
Из табл. 1.1 [1]выбираем:
- зубчатая передача в закрытом корпусе
с цилиндрическими колёсами
-
потери на трение в опорах каждого вала
-
коэффициент
n=2
- число валов
Необходимая мощность электродвигателя:
Частота вращения вала электродвигателя:
Из каталога (П.1. [1]) выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А,
закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280S2, с номинальной мощностью N=110
кВт и частотой вращения nc =
3000 об/мин.
Скольжение s = 2%
Перегрузка по мощности:
Перегрузки по мощности нет.
Определим значения мощностей, угловых
скоростей и крутящих моментов на валах:
Вал 1 - вал электродвигателя
N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
Вал 2 – выходной вал
N2 = N1 x η1=99,93 x 0,97=96,93 кВт
n2 = n1
/ Up= 2925 / 4,5= 650 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
2. Расчёт зубчатой передачи
Выбор материалов шестерни – колеса.
Для обеспечения передачи выбираем из табл. 3.3 [1] материалы:
для шестерни – Сталь 40Х, σВ=780 Мпа; σТ=440 Мпа; HB1 230; термообработка – улучшение
для колеса - Сталь 40Х, σВ=690 Мпа; σТ=340 Мпа; HB2 200; термообработка – нормализация.
Вычисляем пределы выносливости:
NHO – базовое число циклов нагружения колеса для
расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤ HB 230
NHO=1,0 х 107
Эквивалентное число циклов нагружения NУ определим в соответствии с графиком
нагрузки:
Из графика нагрузки следует:
Mmax= 1,2 Mн ; МII= 0,6 Мн ; МIII=
0,3 Мн ;
tmax= 0,003 T ;
tII= 0,1 T ; tIII= 0,4 T ;
nmax=n1 ; MI=MН ; tI=0.5T ; nI=nII=nIII=n1
Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых
колёс передачи:
- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность
Так как Ny > 107, то kpk=1
Момент на валу шестерни:
Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни
предварительно примем k=1,3.
Из условия контактной прочности для косозубых колёс Ψа=0,315; kП=1,4; межосевое расстояние вычислим по
формуле:
По ГОСТ 2185-66 это значение aω округляется до
ближайшего стандартного aω= 400 мм.
Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.
Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по
ГОСТ 9563-60 из интервала mn=(0,010-0,020)aω
mn=(0,010-0,020)
х 400=4-8мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.
Если предварительно
принять, что угол наклона зуба β=100, то суммарное число
зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:
;
Передаточное отношение отличается от стандартного (U=4,5)
на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.
Чтобы aω оставалось стандартным, вычисляем
уточнённое значение угла наклона зубьев:
β =
arccos 0,98= 10 073I
Основные размеры шестерни и колеса.
Вычислим диаметры делительных окружностей:
- шестерни:
- колеса:
Проверяем межосевое расстояние:
Диаметры окружностей вершин:
- шестерни:
- колеса:
Диаметры окружностей впадин зубьев:
- шестерни:
- колеса:
Ширина венца зубьев колеса:
Ширина венца зубьев шестерни:
3. Проверочный расчет на контактную выносливость
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость
колес в зацеплении и степень точности передачи:
Примем 7-ую степень точности.
Уточним коэффициент нагрузки
где: К Нb =
1,041 - из таблицы 3.5 [1]
К
Нa = 1,12 - из таблицы 3.4 [1]
К
HV = 1,05 - из таблицы 3.6 [1]
Проверка контактных напряжений по формуле:
591,25
Условие прочности соблюдается
393,26 МПа <[s H
] = 591,25 Мпа
5. Расчет на контактную выносливость при действии
максимальной нагрузки
Используя график
нагрузки находим
Допускаемое
напряжение для нормализованной стали 45
sHРmax = 2,8 sТ =
2,8• 510 = 1428 МПа
Условие прочности sHmax
< sHРmax соблюдается
6.Силы, действующие в зацеплении
окружная
радиальная
осевая
7. Расчет на выносливость при изгибе
По таблице 3 методики уточним механические
характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и
вычислим пределы выносливости:
где: коэффициент
твёрдости (стр.
42). По табл. 3,7 при ψbd=1,275, твёрдости HB≤350
и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFβ=1,33.
по табл.
3.8 kFυ=1,2.
Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596
YF
– коэффициент, учитывающий
форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ
у шестерни
у колеса
По таблице на стр.42 выбираем:
YF1=4,09 и YF2=3,61
Допускаемое
напряжение по формуле:
По табл. 3.9 для
Стали 35 при твёрдости HB≤350 σoFlimb=1,8 HB
Для шестерни σoFlimb=1,8
х 510=918 HB
Для колеса σoFlimb=1,8
х 450=810 HB
[SF]=[SF]I x [SF]II - коэффициент безопасности,
где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)
[SF]=[SF]I
x [SF]II=1,75х1=1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни:
для колеса:
Находим отношения:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев
колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Yβ и KFα (см гл. III,
пояснения к формуле (3.25)).
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия εα=1,5
и 7-й степени точности KFα=0,92
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
Условие прочности выполнено.
8.Предварительный расчет валов
Предварительный
расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал
Диаметр выходного
конца при допускаемом напряжении [t к]
= 20 Мпа
Принимаем d в1
= 50 мм
Примем под
подшипниками d п1 = 45 мм
Шестерню выполним за
одно целое с валом.
Ведомый вал
Примем [ t к ] = 20 МПа
Диаметр выходного
конца вала
Примем d в2
= 65 мм
Диаметр вала под
подшипниками примем d п2 = 70 мм
Под зубчатым колесом
примем d к2 = 75 мм
Диаметры остальных
участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке
редуктора.
9.Конструктивные
размеры зубчатых колес
Вал-шестерня
Её размеры определены
выше:
d1 =
146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм
Колесо вала 2
d2 =
653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм
Диаметр ступицы
dст =
1,6 х dk2 =
1,6 х 75 =
120 мм
Принимаем dст = 120 мм
Длина ступицы
Lст
= 1,4 х dk2 =
1,4 х 75 =
105 мм
Принимаем L ст
= 150 мм
Толщина обода
d = (2,5¸4)
х m n=
(2,5¸4) х 6 = 15¸24
мм
Принимаем d = 20 мм
Толщина диска
С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм
Принимаем С = 40 мм
Страницы: 1, 2
|
Знание — сила. Библиотека научных работ.
Разработка привода к ленточному транспортёру
Наверх