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 Привод барабанной мельницы

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 30.05.2012. Сдан: 20 Н. Страниц: 17. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):



Федеральное агентство по образованию

Гоу впо «Сибирский Государственный Технологический Университет»
Факультет химических технологий
Кафедра прикладной механики 
 
 

привод барабанной мельницы
Пояснительная записка
(ПМ.000000.031.ПЗ) 
 
 
 
 

                Руководитель:
                ________________Кондрючая В.П.
                      (подпись)
                ________________
                                                (оценка, дата) 

                Разработал:
                Студент группы 62-4 

                ________________ Т.А.Окладникова
                      (подпись)
                _______________
                        (дата) 
                   
                   
                   
                   

Красноярск 2007 

 

 
 


Задание на проектирование №1, вариант 1.
Спроектировать привод барабанной мельницы.
Рисунок 1. Привод барабанной мельницы
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
       1 – Электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор, 4 –муфта, 5 – барабан мельницы. I,II,III- номера валов.
Таблица 1 - Исходные данные для проектирования
Рвых кВт
nвых об/мин
Цилиндрическая  передача Ременная передача Корпус Рама Муфта Срок службы в годах при 2-х сменной работе
3.5 140 кос Плоск. литой сварная фланц. 5 лет
 

    

    
Введение

       Целевая установка  курса «Детали машин» заключается  в том, чтобы, исходя из заданных условий работы деталей машин, рекомендовать методы, правила и нормы их проектирования, обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов, форм, размеров, степени точности и шероховатости поверхности, а так же технических условий изготовления.

       Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного закрытого агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, ременную или цепную.

       Назначение привода  – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

         Значения машин для человеческого общества велико, машины освобождают людей от тяжелой физической работы, способствует улучшению качества изготовляемой продукции и снижению ее себестоимости. Уровень производства машин и их техническое совершенство – основные показатели развития народного хозяйства.

             Основные тенденции  современного машиностроения повышение мощности и быстроходности машин, равномерность хода, автоматизация, надежность и долговечность, удобство и безопасность обслуживания, экономичность при эксплуатации и малой массы.

 

       
Содержание
 



    1 Назначение и область применения проектируемого привода
     1.1 Описание и техническая характеристика привода
     1.1.1Электродвигатель
     Двигатель  является одним из основных элементов  машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.
     Для проектируемых машинных агрегатов  рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.
     Двигатели серии 4А применяют для приводов механизмов, имеющих постоянную или  мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсировать машинного агрегата.
     Исходными данными технических заданий  на курсовое проектирование предусмотрено  применение двигателей серии 4А с  диапазоном мощности от 0,25 до 9,0 кВт.
     1.1.2 Открытая цилиндрическая передача
     Цилиндрические передачи относятся к категории быстроходных передач, и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность Рном и номинальная частота вращения пном двигателя или условия долговечности зубьев. В разрабатываемых проектах конструируются цилиндрические передачи открытого типа (оси валов параллельны, вращение колес в противоположном  направлении). 
 
 
 
 
 


     1.1.3 Закрытая зубчатая  передача
     Закрытые, заключенные в отдельный корпус или встроенные в машину;
     такие передачи обеспечиваются достаточной  смазкой, могут работать продолжительное  время с относительно высокой  окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на  выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.
     1.1.4 Муфта
     Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических проводов и т.д. Рассмотрим муфты для соединения валов. Потребность в соединении валов связана с тем, что большинство машин компонуют из ряда отдельных частей с входными и выходными валами, которые соединяют с помощью муфт. Соединение валов является общим, но не единственным назначением муфт. Так, например, муфты используют для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе (управляемые муфты); предохранение машины от перегрузки (предохранительные муфты); компенсации вредного влияния несоосности валов (компенсирующие муфты); уменьшения динамических нагрузок (упругие муфты) и т.д.
     В современном машиностроении применяют большое количество муфт, различающихся по принципу действия и управления, назначению и конструкции. Широко применяемые муфты стандартизированы. Основной паспортной характеристикой муфты является значение вращающего момента, на передачу которого она рассчитана.
 
 

 

           
     2 Расчеты, подтверждающие работоспособность привода
     2.1 Кинематический расчет  привода и выбор  электродвигателя
     2.1.1 Задачи кинематического  расчета
     В задачу кинематического расчета  привода входит определение мощностей  на всех валах привода, КПД привода и его составляющих, угловых скоростей на каждом валу привода, частот вращения всех валов привода вращающих моментов на всех валах и привода, расчет мощности и выбор типового электродвигателя
     2.1.2 Данные для расчета
     Данными для расчета является кинематическая схема, и параметры таблицы задания на проектирование.
       2.1.3 Условия расчета
     Для обеспечения работоспособности  и надежности привода необходимо чтобы мощность стандартного электродвигателя была больше или равна расчетной мощности
     Р P кВт.         (2.1)
     Допускается перегрузка электродвигателя не более 5%, недогрузка не более 10%.
     2.1.4 Определение номинальной мощности и выбор типового электродвигателя
     Расчетная мощность определяется по формуле:
     Р = кВт,         (2.2)
     Р - мощность на выходном валу привода, кВт;
      - общий КПД привода.
      = ,                                                               (2.3)
     Где - КПД ременной передачи, для плоскоременной передачи 
 

      =0.96-0.98, принимаем =0,98;
      - КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи (редуктора);
     
      =0,96-0,98, принимаем =0,98;
      -КПД пары подшипников кочения,  =0,99;
      - КПД муфты, для фланцевой =1,0;
     
          Расчетная мощность по формуле  (2;2):
          
            С учетом расчетной мощности и частоты вращения и частоты вращения на выходном валу привода подбираем типовой электродвигатель.
     Двигатели асинхронные, короткозамкнутые трехфазные серии 4А.. Технические данные: Мощность Рэ.д.=4,0 кВт; частота вращения nэ.д=1430об/мин-1
         Рисунок 2.1 – общий вид электродвигателя серии 4А 
 
 

        
 
 
 

 
 
 

     Основные  геометрические параметры приведены в таблице 2.1 

     Таблица 2.1 – Геометрические параметры электродвигателя серии 4А. 

Ном мощ 

P, квт
      Синхронная  частота вращения, об/мин
           3000              1500           1000              750
Тип двиг Ном част.
Тип двиг. Ном Част.
Тип двиг Ном част
Тип двиг. Ном част
4,0 4АМ1002УЗ 2880 4АМ1004УЗ 1430 4АМ112МВ6УЗ 950 4АМ13238УЗ 720
 
 
 
        2.1.5 Определение общего передаточного числа привода и его составляющих
     Передаточное  число привода определяется по формуле:
     U = ,          (2.4)
     где n -  число оборотов вала типового электродвигателя;
     n - число оборотов на выходном валу привода;
     
     По  таблице 4[1] назначаем передаточное число редуктора U =3,15, а передаточное число определяется по формуле:
     U = Uрем*U                                                                         (2.5)
     Из  которой                
     Uрем= =
     что входит в допускаемые приделы [1]. 
 

     2.1.6 Определение мощности на всех валах привода
       P =3,72 кВт         (2.6)
                                                    (2.7)
          (2.8)
     2.1.7 Определение частоты  вращения каждого вала привода
     n =n =1430 об/мин -1,        (2.9)
              (2.10)
     n = = об/мин, (2.11)
     2.1.8 Определение угловых скоростей на всех валах привода
     Угловые скорости на отдельных валах определяются по формуле:
     ?1= с ,       (2.12)
     
          ?2= ,       (2.13)
     ?3 = с-1,       (2.14)
     2.1.9 Определение вращательных  моментов на всех  валах привода
     Т (2.15)
     Т ,                                                      (2.16)
     Т .                                                        (2.17)
       
 

     2.1.10 Сводная таблица  кинематических параметров  привода
     Кинематические  параметры представлены в таблице (2.2)
     Таблица 2.2 - Кинематические параметры привода
         № вала      Р , кВт                  Т , Нм
         (1)      3.72      1430      149.67      24.85
         (2)      3.61      440.95      46.15      78.20
         (3)      3.5      139.98      14.65      238.91
                                  
 
     Анализ  результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый прибор обеспечивает требуемые по заданию мощность и число оборотов на выходном валу привода. Отклонений нет. 

     2.2 Расчет закрытой  зубчатой передачи (редуктора)
     2.2.1 Задачи расчета
     Задачами  расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи  являются:
     - выбор материалов для изготовления зубчатых колес ;
     - определение допускаемых контактных  и изгибных  напряжений;
     - определение геометрических параметров передачи;
     - проверка расчета по контактным и напряжения.
     2.2.2 Исходные  данные для кинематического расчета представлены в таблице 2,2.
     2.2.3 Условия прочности закрытой зубчатой передачи.
         Работоспособность и надежность закрытой зубчатой передачи обеспечения по двум критериям: контактной и изгибной прочности.
         Главным критерием работоспособности  в данном случае является контактная  прочность, поэтому при расчетах  геометрии закрытой зубчатой  передачи используются показатель  прочности материала - допускаемое  контактное напряжение.
         
 

  Расчеты,  проектные и проверочные выполняются исходя из следующих условий.
      ; (2.17)
      ,  (2.18)
     Допускается перегрузка передачи не более 5% недогрузка не более 10%.
     2.2.4 Выбор материалов  и определение  допускаемых напряжений  и .
           
     В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и среднезагруженных передачах, а также в открытых  передачах  применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ.
     Для лучшей приробатываемочти зубьев шестерни и колеса обеспечение частого  нарезание зубьев после термо-обработки  и высокой точности изготовления рекомендуется использовать для  изготовления шестерни материал с большей твердостью чем для колес.
     Для косозубых передач HB1 –HB2=(50-70)HB
     Подбираем по таблице 7 первого источника материалы:
     Шестерни: сталь 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 269 нВ; сердцевины 302 нВ.
     Предел  временного сопротивления  =890н/мм2.Придел текучести =650н/мм2 и придел прочности при переменной нагрузки =380н/мм2.
     Колеса: сталь – 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 207 нВ; сердцевины 235 нВ
     Предел  временного сопротивления  =680н/мм2.Придел текучести =440н/мм2 и придел прочности при переменной нагрузки =285н/мм2.
     Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса  определяются по формулам:
      ;        (2.20) 
 
 

     где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть           1 ? < 1,8   и определяются по формулам:
     Принимаем =1 и =1.
      и - допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений соответствующих принятому ранее коэффициенту (таблица 6[1]).
                                              (2,21)
     Таким образом по формуле (2.20):
     
     
     
     Для расчета изомерии передачи используем среднее значение показателей прочности материалов:
           =0,45( + )=0,45(551,2+439,6)=445,86  (2.22) 
 

     2.2.5 Определение геометрических параметров зацепления зубчатой передачи.
        Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа.
     -пректный;
     -проверочный;
     Проектный расчет выполняется по допускаемым  контактным напряжениям с целью  определения геометрических параметров зубчатого  зацепления.
      а) Определение межосевого расстояния:
     a > K ,      (2.23)
     где K =376 – для косозубых передач [1]; 

             

      - коэффициент ширины колеса  по межосевому расстоянию, который  определяется по формуле:
      ,          (2.26)
     где - коэффициент ширины колеса,принимаем=1 (определяем из таблицы 9 [1]):
      = ,
     K -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, определяется по таблице 10[1].   .
     K =1,04;
     a > 116,83 мм
     Полученное  значение для нестандартных передач округляем по таблице 11[1] до ближайшего значения ряда нормальных линейных значений. a =118
     Значение  коэффициентов K и   KFB в зависимости от относительной ширины колеса
     б) Находим модуль зацепления.
     m=(0,01-0,02) 118=(1,18*2,36)
     полученное  число округляем до стандарта по таблице 12[1],  принимаем  
m=2,25 мм.

          в) определяем ширину венца шестерни и колеса
      ,          (2.27)
      .
     Полученные  величины округляем по таблице 11[1]: 
 

           
      ,
      .
     г) Вычисляем угол наклона зубьев для косозубых передач:
      ,         (2.28)
      .
     Обычно  угол наклона в косозубых передачах  =8-160. Желательно получать наименование в этих пределах
     д) Находим суммарное число зубьев
      ,         (2.29)
      .
     Которое округляется в меньшую сторону  до целого числа.
     е) Уточняем действительное значение угла
      ,         (2.30)
     
     Точность  вычислений Cos - до пятого знака после запятой. 

     ж) Определяем число зубьев шестерни и  колеса
                (2.32)
      , 
 

      ,
      .
     
     Полученные  значения округляют до целых так, чтобы  и .
     з) Уточняем передаточное число
     U ,       (2.33)
     Причем
      ,       (2.34)
      %. Что допустимо.
     и) Вычисляем основные геометрические  параметры передачи в мм  по таблице 13 [1].
     Таблица 3 - Геометрические параметры передачи, мм

     Параметр

     Шестерня

     Колесо
Делительный диаметр


Вершин  зубьев
.


Впадин  зубьев      


Ширина венца



     2.2.6 Определение силовых  параметров зацепления.
     
     Определение силовых параметров передачи. В косозубой цилиндрической передаче действуют три силы: окружная , радиальная и осевая .
               (2.44)
     где - угол зацепления, - угол наклона зубьев.
       


Рисунок 2.2-Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи. 

             

     2.2.7 Проверочный
       к) уточнение межосевого расстояния (2.35)
           ,  
       л) Определяем окружную скорость  V  в зацеплении и задаемся степенью точности передачи (табл. 14 [1])
                (2.36)
     
     Степень точности=8 

     м) Вычисляем контактные напряжения в  передаче
      ,    (2.37)
     где (Н) – окружная сила;
      ,     (2.38)
     K=376 – для косозубых передач;
     K =1,09 коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 15[1] в зависимости от V м/с и степени прочности для косозубых колес;
     K =1,04 - определяется по таблице 10[1] в зависимости от
      ;          (2.39)
     K =1,02 коэффициент динамической нагрузки, определятся по таблице 16[1]. 
 

      ,
     При проверке по контактным напряжениям допускается перегрузка до +5%, недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле:
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.