На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Расчет привода моечной машины

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 05.05.2012. Сдан: 2011. Страниц: 19. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


   Введение 

   При конструировании привода задача состоит в создании машин, отвечающих основным требованиям, предъявляемым  к конструируемой машине – высокая  надёжность, ремонтопригодность, технологичность, малые габариты и масса, удобство эксплуатации.  
   Машина также должна удовлетворять требованиям технической эстетики.
   В данном курсовом проекте производится расчёт привода моечной машины, состоящей из электродвигателя, коробки скоростей, и упругой и компенсирующей муфты. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      
         
         
    
   1  АНАЛИЗ СХЕМЫ, СИЛОВОЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
   РАСЧЁТ  ПРИВОДА 

   1.1 Анализ кинематической схемы  привода и его передаточного  механизма 
 

   Привод  состоит из электродвигателя, коробки скоростей с цилиндрическими косозубыми колесами.
   Силовой поток от электродвигателя идет последовательно через упругую муфту, коробку скоростей с цилиндрическими косозубыми колесами  и далее через компенсирующую муфту на привод моечной машины.
   Для упорядочения последующих расчётов на заданной кинематической схеме привода выполним дополнительные обозначения: по ходу силового потока нумеруем валы и элементы механических передач – зубчатые колеса (z1, z2, z3, z4) валы (D1, D2, D3) 

   1.2  Выбор стандартного асинхронного  электродвигателя 

   1.2.1. Поскольку  в рассматриваемой кинематической  схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединённых двух цилиндрических передач с учетом потерь в упругой и компенсирующей муфтах общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:
   
,

   где - коэффициент полезного действия цилиндрической передачи
         - коэффициент полезного действия муфты    
   

   1.2.2. Находим  мощность на ведомом валу по  формуле:
   

   где F – окружное усилие на барабане F=4кН;
          V- скорость движения ленты V=0,7м/с.
   

   Частота вращения выходного вала:
   

   где D – диаметр барабана моечной машины D=200мм.
   

   1.2.3. В  соответствие с заданной мощностью (   = 2,8 кВт ) на  валу барабана и расчётным значением общего КПД передаточного механизма ( ) вычисляем требуемую статическую мощность электродвигателя 

   
,

                                                                    

    1.2.4. Вычисляем требуемую среднеквадратическую  мощность электродвигателя [1] с учётом  заданного графика нагрузки полагая,  что частота вращения вала  двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки,
   

   где - коэффициент эквивалентности  

   

   где Т  – наибольший из длительно действующих  моментов, принимаемый за момент приведения;
   Ti – момент, действующий на 1-й ступени нагружения;
   ti – длительность действия 1-й нагрузки;
   tS -  длительность цикла нагружения.
   

    
   
 

   1.2.5. Располагая  численным значением среднеквадратической  мощности электродвигателя (Ркв=2,67) выбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность РД, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении РД  отличаются номинальными частотами вращение валов nД .
   При выборе двигателя будем следовать условию:
   РД ? Ркв
   Возможные варианты типоразмеров асинхронных  электродвигателей и их основные параметры представляем в таблице  №1. 

                    Таблица 1
Тип электродвигателя Номинальная мощность двигателя РД ,    кВт
Номинальная частота  вращения вала двигателя nД,    мин -1
Расчётное общее  передаточное отношение передаточного  механизма привода для тихоходной / быстроходной передач, соответственно    Uор= nд / nв
4А90L2У3    3.0    2840    42,4
4А100S4У3    3.0    1435    21,5
4А112MA6У3    3.0    955    14,3
4А112MB6У3    3.0    700    10,5
 
 
   1.2.6. Определяем возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения Uов , которое может быть реализовано в заданной схеме передаточного механизма привода. 

   
                
 

        Назначаем  , тогда
                                                          

   1.3  Определение номинальных частот  вращения валов привода 

   Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной  разбивки общего передаточного отношения  Uос по ступеням коробки. 

   Частота вращения вала 1 (ведущего, входного вала коробки)
   

   
 

   Частота вращения вала 2 (ведомого, промежуточного вала  коробки)
   
                                                             

   
.
 

   Частота вращения вала 3 (ведомого, выходного  вала коробки)
   

   
 

   1.4  Определение номинальных вращающих  моментов на валах привода 

   Номинальные вращающие моменты, действующие на валах коробки, определим с учётом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов  полезного действия.
   Определим номинальный вращающий момент на первом валу привода с помощью  формулы:
   
,

   где РДС  – номинальная мощность на валу двигателя, кВт,
          nДС – номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин–1  

   
 
 

   Номинальный вращающий момент на втором валу: 

   

   
 

   Номинальный вращающий момент на третьем валу:
   

          
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   2 ВЫБОР  МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ  НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 

   Расчёт  допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение представлен в таблице №2
   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колеса
   1 Вариант материалов и термической  обработки зубьев  
   1
   1
   2 Марка стали    40Х  ГОСТ 4543-71    45 ГОСТ 1050-88
   3 Термическая или химико-терми-ческая обработка зубьев    Улучшение    Улучшение
   4 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм    100    100
   5 Способы получения заготовки    Прокат  круглый    Поковка
   6 Механические характеристики материалов:    твёрдость сердцевины,
   твёрдость поверхности зуба,
   предел  текучести
 
 
   230…300 НВ    230…300 НВ
   600
 
 
   192…240 НВ    192…240 НВ
   450
   7 Наиболее вероятная (средняя)  твёрдость сердцевины    НВ=(330+300)/2=265     НВ=(192+240)/2=216
   8 Наиболее вероятная (средняя)  твёрдость  поверхности  
   НВ1п=НВ = 265
 
   НВ2п=НВ = 216
   9 Предел контактной выносливости  материала, Мпа      НВ1п+70=    =     (15)
     НВ1п+70=    =     (16)
   10 Базовое число циклов нагружения    при расчёте  по контактным напряжениям
   NHG1= ( НВ1п)2,4 =    30   
   NHG1= ( НВ1п)2,4 =30
   11 Суммарное машинное время работы  передачи, часов    
   12 Фактическое число циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и  колеса за заданный ресурс передачи 
   
   NK1=60 СВ1    NK1=60
   NK2=60 СВ2
   NK2=60
   
         Таблица 2         

   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колеса
   13 Коэффициент эквивалентности при  расчёте по контактным напряжениям    
   14 Эквивалентные числа циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям  
   NHE1 = NK1=
 
   NHE2 = NK2 =    
   
   15 Коэффициент долговечности материалов  шестерни и колеса при расчёте  по контактным напряжениям    Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2, что указывает на работу материалов в зоне длительного придела выносливости, поэтому    ZN1 ;
   ZN2
   16 Коэффициент запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям    При вероятности неразрушения  Р(t)=0,98 имеем: 
 
   SH1=1,1               SH2=1,1
   17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных    поверхностей  зубьев, МПа
       
   18 Расчетное допускаемое контактное    напряжение  для проектного расчета
   передачи, МПа
   С учётом указаний к формулам (16)…(18) для  первого варианта термической обработки  шестерни и колеса принимаем  =523.6
   19 Максимальное допускаемое контактное  напряжение для проверки прочности  зубьев при кратковременных перегрузках,  МПа  
   
 
   
   20 Предел изгибной выносливости    материалов, Мпа
   
       
   21 Коэффициент, учитывающий    влияние способа получения заготовки
 
   YZ1=0,9
 
   YZ2=1,0
 
   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колесо
   22 Коэффициент, учитывающий    влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость
   
   При окончательной механической обработке  зубьев – шлифование рабочей и  переходной поверхностей зубьев имеем:    YR1=YR2=1,0
   23 Коэффициент, учитывающий    влияние двухстороннего приложения
   Поскольку передача нереверсивная, принимаем    YА=1,0
   24 Коэффициент эквивалентности при    расчете по напряжениям изгиба
 
 
   
   25 Эквивалентные числа циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и  колеса при расчете по напряжениям изгиба  
   NFE1= NK1=  
   NFE2= NK2=
   26 Коэффициенты долговечности материалов  шестерни и колеса при расчете  по напряжениям изгиба    Поскольку в данном варианте NFE1>NFG=    и NFE2>NFG, то в последующих расчётах с учётом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е.
   YN1=YN2=YNmin=1
   27 Коэффициент запаса прочности  при расчете по напряжениям  изгиба  
 
   При вероятности не разрушения Р(t)=0,98  
   SF1=1,75               SF2=1,75                           
   28 Допускаемые напряжения изгиба  зубьев шестерни и колеса при  расчете на выносливость, Мпа    
 
 
                        Таблица 2 (Продолжение) 
 
 

   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое значение
   шестерня    колесо
 
   29 Максимальные допускаемые  напряжения изгиба для проверки  прочности зубьев шестерни и  колеса при кратковременных перегрузках,  Мпа    
   
   
 

           
 
   Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи
   Расчетное допускаемое контактное    Напряжение  для проектного расчета передачи, Мпа
 
   
=452
 
   
   Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, Мпа      
   
=245
 
   
=222
   Максимальные  контактные напряжения для проверки прочности    зубьев  при кратковременных перегрузках, Мпа
 
 
   
=1680
 
 
   
=1260
   Максимальные  допускаемые напряжения изгиба изгиба при проверки прочности зубьев при  кратковременных перегрузках, Мпа  
 
   
=726
 
 
   
=592
 
                                                                                                                     
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

   3  ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 

   Исходные  данные
   По  результатам кинематического и силового расчета привода:
   номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи:
   
   номинальные частоты вращения промежуточного и  выходного валов проектируемой  передачи:
    ;
   Uзб = 5,6; Uзт = 4 - передаточные числа проектируемого привода.
   Схема передачи - по данным технического задания.
   Механические характеристики и допускаемые напряжения для материалов зубчатой пары - итоговые результаты раздела «Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач»

   3.1 Проектный расчет  быстроходной  передачи

 
   3.1.1  Определяем межосевое расстояние: 

   
   где Uц - передаточное число проектируемой цилиндрической передачи;
          Т2 - номинальный вращающий момент на колесе (ведомом валу) проектируемой ведомой передачи, Н?мм;
          Кн' - предварительное значение коэффициента нагрузки;
         - расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой          пары, МПа;
    - коэффициент ширины зубчатого колеса
   
мм
 

   Расчетную величину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значения а.
   а = 125мм 

   3.1.2  Нормальный модуль зацепления  т 

   
 

   3.1.3 Определим суммарное число зубьев  шестерни и колеса по зависимости 

   
,

         где, для нашего случая, = 180 - угол наклона линии зубьев 

   

   принимаем
=119
 

   3.1.4  Определим ширину b1 и b2 зубчатого колеса и шестерни:
   
 =
                               b= 1,12
? b2  
       b2 =
                              
 

   3.1.5  Вычисляем числа зубьев шестерни  Z3 и колеса Z4: 

   
 

   

   
 

   3.1.6   Фактическое передаточное число передачи 

   
 

   3.1.7. Действительный  угол наклона линии зубьев: 

   

   
 

   3.1.8 Окружная скорость в зацеплении, м/с
   делительный диаметр шестерни  

   
м/с
 

   3.1.9  Назначаем 9ю степень точности передачи /3. с 7. таблица №4/. 

   3.1.9 Фактическое значение коэффициента  нагрузки [1] при расчете по контактным напряжениям 

   КНV =1+(0,022)2,9=1,06 

   КНb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.
   Значение  КНb  определяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, т.е. схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса ybd 

   
 

   КНb =1,0 

   КНa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей
   КНa=1,3 

   КН=1,0 ? 1,06 ? 1,3=1,378 

   3.1.10 Коэффициент  ZM , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов.
   Для стальных зубчатых колес ZM = 190 Н 0,5/мм.
    
   3.1.11 Коэффициент Ze , учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.
   Для некоррегированных  передач 
   
 

   
 

   
 

   
 

   Ze=0,93 
   ZH=2,23 
 

   3.1.12 Действительные контактные напряжения  на активных поверхностях зубьев  при фактических параметрах передачи 
 

   где — окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н. 

   
 

   
190
? 2,23 ? 0,9
мПа
 

   3.1.13 Отклонение  действительного   контактного  напряжения  от допустимого :
   

   Перегрузка  составляет 1,08% 

   3.1.14 Проверка  контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки: 

   
 

   3.1.15 Фактическое значение коэффициента  нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:
   KF = 1,13 ? 1,28 ? 1,0 =1,44 

   KFV=1+0,038V=1+(0,045)2,9=1,13
   KK
=1,28                        FK
= 1,0

   3.1.16 Проверяют усталостную прочность  зубьев шестерни и колеса по  напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями: 

   
           
 

   
                

   
 

   
 

   

   
 

                                                                        

   

           

   3.1.18 Основные геометрические размеры зубчатой передачи:
    
Делительные диаметры:                                                      

   Диаметры  вершин зубьев:                                  
   Диаметры  впадин зубьев:                                  
   Ширина  зубчатых венцов            b1 =45                                    b2 =40     

   Окружное  усилие                                                                                                                       
   

   Радиальное  усилие                                                                                                       
   

   Осевое  усилие                                         
   

   3.2 Проектный расчет  тихоходной передачи

 
   3.2.1  Так как редуктор соосный значит  межосевые расстояния одинаковы,  такой же модуль зацепления и суммарное число зубьев шестерни и колеса, ширина шестерни и колеса. 

   3.2.2  Вычисляем числа зубьев шестерни  Z3
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.