Курсовой проект - проектирование цепного конвейера - файл n3.doc

приобрести
Курсовой проект - проектирование цепного конвейера
скачать (1336 kb.)
Доступные файлы (14):
n1.cdw
n2.frw
n3.doc1554kb.21.04.2008 21:20скачать
n4.cdw
n5.cdw
n6.cdw
n7.cdw
n8.cdw
n9.cdw
n10.doc208kb.08.04.2008 16:53скачать
n11.doc146kb.30.04.2008 11:49скачать
n12.doc148kb.06.05.2008 17:00скачать
n13.doc86kb.15.05.2008 17:52скачать
n14.cdw

n3.doc



Московский Государственный Технический Университет

им. Н.Э. Баумана

Калужский филиал

Факультет: Конструкторско-механический (КМК)

Кафедра: «Детали машин и подъёмно-транспортное оборудование» КЗ-КФ

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

по дисциплине: Детали машин

на тему: Проектирование привода цепного конвейера

вариант: 14

выполнил: студент Мартынов А.И.

группа ПТМ-61

зач. книжка № 05к077 консультант: Никитич Т.А. дата:

Проект защищен с оценкой дата:

Члены комиссии:



Калуга, 2008г.

Содержание

  1. Техническое задание………………………………………………………………….3

  2. Кинематическая схема привода цепного конвейера………………………………..4

  3. Выбор электродвигателя……………………………………………………………...5

  4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода………………………………………………………………………………...6

  5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач………………………………7

  6. Определение диаметров валов………………………………………………..….…..16

  7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности...17

  8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость………………………………………………………………………………19

  9. Выбор и расчёт шпоночных соединений……………………………………………21

  10. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников……………………………………...22

  11. Расчет муфты………………………………………………………………………….23

  12. Литература…………………………………………………………………………….24







Кинематическая схема привода цепного конвейера

Выбор электродвигателя



Мощность на выходе:

кВт,

где V-скорость цепи, [м/с];
Общий коэффициент полезного действия:

,

где ?мКПД муфты, КПД червячной передачи, КПД пары подшипников.
Мощность электродвигателя:

кВт,

где Р΄эл – предварительная мощность э/д, [кВт];

Частота вращения приводного вала:

мин-1,

где p-шаг цепи конвейера [мм],

z-число зубьев звездочки ;
Выбираем тип э/д АИP71В, который имеет следующие параметры: Рэд = 0,75 кВт, nэд = 1350 мин-1, =19 мм, =40 мм.
Передаточное число:


,

где - передаточное число на быстроходной ступени,

- передаточное число на тихоходной ступени ;



Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода




Определим мощности: кВт;

;

;



где – мощности на соответствующих валах.

Определим частоты вращения: ;

;

;



где – частоты вращения соответствующих валов.

Определим крутящие моменты: ;

;

;

;

,

где , – крутящие моменты на соответствующих валах.

Результаты расчётов занесём в таблицу 1.
Таблица 1.





Частота вращения

Мощность

Крутящий момент

э/д

1350

0,75

5,3

1

1350

0,739

5,23

2

67,5

0,554

78,38

3

4,17

0,416

953,6

4

4,17

0,405

928,4



Проектный и проверочный расчёт червячных передач



Расчёт быстроходной ступени редуктора


Выбор материалов для колеса и червяка
Червяк – эвольвентный

Материал – Сталь 35ХМ, улучшение + закалка ТВЧ (HRC = 50) со шлифованными витками.

?т = 790 МПа

?в = 920 МПа
Колесо

Предварительная скорость скольжения :


Принимаем материал для колеса Бр.АЖ9-4 (литье в землю)

?т = 200 МПа

?в = 400 МПа
где - пределы текучести и выносливости материала соответственно.
Число циклов перемены напряжения для червячного колеса
Ресурс передачи -

,

где - суммарное число циклов перемен напряжений в зубе червячного колеса.
- условное базовое число циклов перемены напряжений для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.

- условное базовое число циклов перемены напряжений для расчета зубьев червячного колеса на изгибную выносливость.
Для расчета на прочность рабочей поверхности зубьев червячного колеса:



Для расчета зубьев на изгибную выносливость:

,

где , - коэффициенты приведения


Допускаемые напряжения
Для расчета зубьев на прочность рабочих поверхностей:

, где

,

;


Для расчета зубьев на изгибную выносливость:

, где

,

- коэффициент безопасности,

,

.
Ориентировочное значение коэффициента нагрузки:

, где

- предварительное значение скоростного коэффициента.

- коэффициент концентрации нагрузки.

Предварительные значения расчетных параметров червячной передачи
Передаточное число червячной пары:

Предварительное значение межосевого расстояния:



Принимаем

Осевой модуль:



Принимаем

Коэффициент диаметра червяка:



Исходя из того, что , принимаем .
Коэффициент смещения:

.

Делительный угол подъёма витка червяка:

.

Начальный угол подъёма витка:

.
Проверка передачи на прочность
Коэффициент концентрации нагрузки:

,

где - коэффициент деформации червяка,

- коэффициент, учитывающий влияния режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.


Скоростной коэффициент:



Коэффициент нагрузки:



Окружная скорость на начальном диаметре червяка:



Скорость скольжения в зацеплении:



Допускаемое напряжение:


Расчетное напряжение:


Так как , то принимаем предварительно взятые параметры за окончательные:

.
Геометрические размеры червячной передачи
Червяк:

Диаметр делительный:



Диаметр начальный:



Диаметр вершин витков:



Диаметр впадин витков:

, где





Длина нарезанной части червяка:



Принимаем
Червячное колесо:

Диаметр делительной окружности:



Диаметр вершин зубьев:



Диаметр наибольший:



Диаметр впадин:



Ширина венца:



Принимаем .
Силы, действующие на валы червячной передачи
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:



Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:



Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:


Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса
- эквивалентное число зубьев червячного колеса.

- коэффициент, учитывающий форму зубьев червячного колеса.




Коэффициент полезного действия
- приведенный угол трения, зависящий от




Расчёт тихоходной ступени редуктора


Выбор материалов для колеса и червяка
Червяк – эвольвентный

Материал – Сталь 35ХМ, улучшение + закалка ТВЧ (HRC = 50) со шлифованными витками.

?т = 790 МПа

?в = 920 МПа
Колесо

Предварительная скорость скольжения :


Принимаем материал для колеса Бр.АЖ9-4 (литье в землю) для сохранения однородности материалов.

?т = 200 МПа

?в = 400 МПа
где - пределы текучести и выносливости материала соответственно.
Число циклов перемены напряжения для червячного колеса
Ресурс передачи -

,

где - суммарное число циклов перемен напряжений в зубе червячного колеса.
- условное базовое число циклов перемены напряжений для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.

- условное базовое число циклов перемены напряжений для расчета зубьев червячного колеса на изгибную выносливость.
Для расчета на прочность рабочей поверхности зубьев червячного колеса:



Для расчета зубьев на изгибную выносливость:

,

где , - коэффициенты приведения

Допускаемые напряжения
Для расчета зубьев на прочность рабочих поверхностей:

, где

,

;


Для расчета зубьев на изгибную выносливость:

, где

,

- коэффициент безопасности,

,

.
Ориентировочное значение коэффициента нагрузки:

, где

- предварительное значение скоростного коэффициента.

- коэффициент концентрации нагрузки.


Предварительные значения расчетных параметров червячной передачи
Передаточное число червячной пары:

Предварительное значение межосевого расстояния:



Принимаем

Осевой модуль:



Принимаем

Коэффициент диаметра червяка:



Исходя из того, что , принимаем .
Коэффициент смещения:

.

Делительный угол подъёма витка червяка:

.

Начальный угол подъёма витка:

.
Проверка передачи на прочность
Коэффициент концентрации нагрузки:

,

где - коэффициент деформации червяка,

- коэффициент, учитывающий влияния режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.


Скоростной коэффициент:



Коэффициент нагрузки:




Окружная скорость на начальном диаметре червяка:



Скорость скольжения в зацеплении:


Допускаемое напряжение:


Расчетное напряжение:


Так как , то принимаем предварительно взятые параметры за окончательные:

.
Геометрические размеры червячной передачи
Червяк:

Диаметр делительный:



Диаметр начальный:



Диаметр вершин витков:



Диаметр впадин витков:

, где





Длина нарезанной части червяка:



Принимаем
Червячное колесо:

Диаметр делительной окружности:



Диаметр вершин зубьев:



Диаметр наибольший:



Диаметр впадин:



Ширина венца:



Силы, действующие на валы червячной передачи
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:



Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:



Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:


Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса
- эквивалентное число зубьев червячного колеса.

- коэффициент, учитывающий форму зубьев червячного колеса.




Коэффициент полезного действия
- приведенный угол трения, зависящий от




Проверка передачи червячного редуктора на нагрев
- площадь поверхности охлаждения редуктора.
Редуктор без искусственного охлаждения.

, где

- коэффициент теплоотдачи.

- коэффициент, учитывающий отвод тепла через основание.

Определение диаметров валов



Определим диаметры быстроходного вала :

, где – момент на быстроходном валу. Примем равным диаметру выходного вала электродвигателя : .

Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: .

Определим диаметры промежуточного вала :

, где Т2 – момент на промежуточном валу, dпр- диаметр посадочной поверхности подшипника. Примем dпр = 30 мм.. Диаметр буртика для упора подшипника принимаем равным 35 мм. Диаметр буртика для упора колеса принимаем равным 40 мм.

Определим диаметры тихоходного вала :

, где – момент на тихоходном валу, - диаметр посадочной поверхности колеса. Примем . Диаметр посадочной поверхности подшипника примем равным 65 мм. Диаметр выходного конца вала примем 60мм.

Проверка долговечности подшипников
Для тихоходного вала редуктора выберем подшипники роликовые радиально-упорные средней серии №7313А. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , при Fa/VFr > e.

Найдём: – коэффициент безопасности; – температурный коэффициент; – коэффициент вращения.


Определяем расстояние с:

мм, следовательно a=l.

Определяем реакции в опорах:

XZ: Н.

YZ: H;

H.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников:

Н;

Н.

Принимаем, что Fа2 = S2 = 1969 Н, тогда из условия равновесия .

Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой опоры:

, следовательно X = 0,4, Y = 1,624.

Отсюда .

Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой опоры:

, следовательно X = 1, Y = 0.

.

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 1ой наиболее нагруженной опоре):

;

, что удовлетворяет требованиям.




Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость



Проведём расчёт тихоходного вала.


Изгибающие моменты:

;

;

.

Результирующий максимальный изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: . ;

,

где – расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .

Определим запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

;

,

где и - амплитуды переменных составляющих циклов;

- амплитуды постоянных составляющих циклов;

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

Определяем расчётный коэффициент запаса прочности:

- условие выполняется,

где - коэффициента запаса прочности.

Проверяем жёсткость вала. По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб под колесом.

Момент инерции сечения: .

Прогиб в горизонтальной плоскости:

.

Прогиб в вертикальной плоскости:

.

Суммарный прогиб: мм.

Допускаемый прогиб: .

Выбор и расчёт шпоночных соединений



Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Соединение быстроходного вала с муфтой. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

Условие прочности:

2. Соединение промежуточного вала с червячным колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.
Условие прочности:

3. Соединение тихоходного вала с червячным колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.
Условие прочности:
4. Соединение тихоходного вала с муфтой. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.
Условие прочности:



Смазка зубчатых зацеплений и подшипников



Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты, трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Контактные напряжения .

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: – для тихоходной ступени, здесь – частота вращения вала тихоходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени; – для быстроходной ступени, здесь – частота вращения вала быстроходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Так как окружная скорость меньше 1 м/с, то в масло должны быть погружены обе ступени.

Расчитаем предельно допустимый уровень погружения червяка тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: .

Определим необходимый объём масла по формуле: .

Выберем марку масла для червячных передач: цилиндровое 52. Его кинематическая вязкость при температуре .


Расчет муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая с предохранительным устройством (штифтом).

Обычно применяется в изделиях, которые подвергаются случайным и редким перегрузкам. Упругими элементами здесь служат гофрированные рези­новые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в ос­новном для компенсации несоосности валов в небольших пределах (1...5 мм; 0.3…0,6 мм; до 1 ). По крутящему моменту 928,4 Нм выбираем МУВП-60.

Рассчитаем срезающую силу:

кг,

где -расстояние от оси муфты до оси штифта.

По срезающей силе подбираем штифт 8х45 ГОСТ 3128-70.


Литература
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Академия”, 2007 г.

2. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

3. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту червячной передачи по курсу “Детали машин”, Москва, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 1979 г.

4. Атлас конструкций узлов и деталей машин, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 г.

5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

6. Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

8. Н.И. Суворов, “Расчет валов ”, методическое пособие, Калуга, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 1987 г.




Московский Государственный Технический Университет
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации