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 Ленточный транспортёр

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 24.08.2012. Сдан: 2011. Страниц: 14. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство  образования РФ
Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия
(СибАДИ)
  
 
 

                                                                                Кафедра «КМиСТ» 
 

Курсовая  работа 
По  дисциплине материаловедение:
«Разработка технологического маршрута, термической  обработки стальных заготовок и  деталей машин». 
 

                                                          Выполнил: студент гр.11 ОПУТ
                                                                                    Трофимов Б. С.
                                                  Принял:   Матюхин В.И.                                                                              
 
 

Омск 2007г. 
 
 

   Содержание 

   Задание                                                                                                         3
   Введение           5
   1 Назначение, область применения и краткое  описание изделия  6
   2 Энергокинематический расчёт механизма      7
   2.1 Выбор  электродвигателя        8
   3 Выбор материала и вида термообработки. Расчет допускаемых напряжений                         
   3.1 Конструирование цилиндрической передачи редуктора   9
   4 Разработка вала привода                14
   4.1 Расчет вала привода                 14
   4.2 Расчет вала на усталостную прочность              15
    5 Расчет  вала на усталостную прочность             21
    6 Проверочный  расчет подшипников              23
    7 Построение эпюры                23
   Заключение                  23
   
   Список  литературы                 24 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


     Введение 

     Курсовой  проект по механике является первой расчётно-графической  работой, при выполнении которой  студенты применяют на практике знания, полученные на общетехнических дисциплинах: черчении, ТКМ, стандартизации и технических  измерениях.
     Целью курсового проектирования является закрепление и расширение теоретических  знаний, развитие расчётно-графических  навыков студентов, ознакомление с  устройством механизмов, их узлов  и деталей, привитие студентам навыков  самостоятельного решения простых  инженерно-технических задач.
     Курсовой  проект по механике представляет собой  совокупность конструкторских документов и состоит из трёх этапов: эскизного, технического и рабочего проектов. Эскизный проект включает кинематическую схему машины и компоновку редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


     1. Назначение, область применения и краткое описание изделия
   Ленточный конвейер — (англ. belt conveyor) транспортирующее устройство непрерывного действия с рабочим органом в виде ленты.
Ленточный конвейер является наиболее распространённым типом  конвейеров, он может служить для  перемещения насыпных или штучных грузов. Применяется на промышленных производствах, в рудниках и шахтах, в сельском хозяйстве. Груз перемещается по ленте в горизонтальной плоскости или под углом до 30° к горизонту.
   Часто конвейерная лента является одной из частей транспортирующего устройства. Например, зернопогрузчик применяющийся на механизированном току для сбора зерновой массы с площадки имеет щёточные скребки, далее зерно поднимается норией и попадает на ленточный конвейер который забрасывает зерно в кузов грузового автомобиля.
   Ленточные конвейеры бывают передвижными, переносными, поворотными и стационарными. Стационарные машины применяют для перемещения большого количества материалов на расстояние от 30 до 3000 м., а передвижные и переносные машины – для перемещения небольшого количества материала на расстояние от 2 до 20м. В практике применяют последовательно расположенные конвейеры для перемещения материала на десятки километров. Основное назначение стационарного конвейера – перемещение материалов в горизонтальном направлении до 80м и в наклонном направлении с подъемом 7м при полной длине рамы. 

     2. Энергокинематический расчёт механизма
     Приводом  в технике называется устройство, служащее для приведения в движение какого – либо исполнительного органа. В общем случае привод состоит  из источника энергии, механизма  для передачи этой энергии (движения) к исполнительному органу и аппаратуры для управления этим органом. В зависимости  от источника энергии различают  приводы: электрические, гидравлические, пневматические и другие. В качестве механизма для передачи энергии  от электродвигателя к исполнительному  органу может служить какая –  либо передача или комплекс передач. Энергокинематический расчёт механизма предназначен для определения основных его кинематических параметров: угловой скорости вращения всех валов или частоты их вращения, передаточных отношений всех передач, шага тягового вала, чисел зубьев зубчатых колёс, звёздочек передач, уточнения скорости рабочего органа.
     Исходные  данные:
     Ft = 0,7 кН =700 Н
        = 75 м/мин =1,25 м/с
     D =190 мм = 0,19 м
      = 1500 об/мин
      = 4
     2.1 Выбор электродвигателя 

    Мощность  на выходном валу привода, кВт :
    , где
    Ft - нагрузка, Н
        - скорость, м/с 

    Коэффициент полезного действия привода:
     
где  ?кп КПД передачи конической;
?цп – КПД передачи цилиндрической;
?п – КПД передачи подшипники качения.     
     
    Расчетная мощность электродвигателя, кВт:
     

    ;
    . 

    Синхронная  частота электродвигателя  выбирается по варианту задания
            
    Выбираем электродвигатель, учитывая следующий критерий:
При требуемой  мощности двигателя см. таблицу №4
Определяем что электродвигатель типа 4А90L, ,
.
           ; 

    Составляем уравнение кинематического баланса:
                        
    где n1 = nэд = 1420 об/мин.
    Определяем передаточное число редуктора
         

                  
           об/мин  ? 3 об/мин 
          u12 – передаточное число редуктора. 

    Определим погрешность в %
         
    ,
        . 

    Силовые и  кинематические параметры валов  привода:
           ;      ;
             

         
           
где = (20…30) МПа (меньшая величина для быстроходных валов, большая для тихоходных валов), = (10…12)Мпа – для червяков
      Полученные  значения округляют до больших целых величин, оканчивающихся на 0 или 5,0 мм.
      Таблица 1
Силовые и кинематические параметры валов  привода
Вид передачи Вал Параметры передачи Рi , кВт ni, мин -1 Тi,Н·м dвал i, мм
РЭД = 1,1 nэд = 1000 Тэд=9550·РЭД/nэд dэд=24
Цилиндрическая Ременная
1,2 
2,3
uцп=3 цп=0,98
uрп=4
рп=0,96
Р1эд =0,977 Р2=0,948
Р3=0,901
n1=1420 n2=473,3
n3=118,3
Т1=6,57 Т2=19,13
Т3=72,73
dвал1 = 20 dвал2 = 25
 
      Определение диаметров валов привода из расчета  их только на кручение при пониженных напряжениях, мм.
       МПа
         
       мм,
      принимаем мм.
       - для 2 вала (большая) принимаем 30 Мпа.
       мм,
      принимаем мм.
      
       
3. Выбор материала и термообработки зубчатых колес
        В качестве материала для зубчатых колес примем:
а)для шестерни — сталь 45 (улучшение) с твердостью НВ1 =207...250,    пределом прочности ?в = 780 МПа, пределом текучести ?Т = 440 МПа (для диаметра заготовки до 90 мм);
б) для колеса - сталь 45 (улучшение) с механическими характеристиками: НВ2=180...207; ?в = 690 МПа; ?Т = 340 МПа (для диаметра заготовки 120...250мм).
         3.1. Определение допускаемых напряжений
     Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением
коэффициент безопасности SH = 1,1, предел контактной выносливости
поверхности зубьев шестерни
 МПа; 

зубьев  колес
МПа.
Базовое число циклов перемены напряжений
равно: для зубьев шестерни (НВ1 =280) NНО1 = 13,5 млн. циклов; для зубьев
колеса (НВ2=260) NНО2 =10 млн. циклов.
Суммарное число часов работы передачи равно
ч.
Суммарное число циклов перемены напряжений для  шестерни

 млн. циклов;
для колеса млн. циклов.
Так как  нагрузка постоянная, то эквивалентное  число циклов перемены
напряжений  , т.е. млн. циклов;
млн. циклов.
     Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжении больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем: и .
       Тогда допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи
будут равны:
      у шестерни
       МПа;
      у колеса
      МПа.
Для рассматриваемой косозубой передачи условное допускаемое
контактное  напряжение
МПа. 

       
 

    3.2 Допускаемые напряжения изгиба 

     По  табл. 2.3 для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности SF =1,75, предел выносливости при изгибе 

      зубьев  шестерни
      МПа;
      зубьев колеса
      МПа.
   Так как нагрузка постоянная, то млн. циклов; млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем и .
       
   Тогда допускаемые напряжения изгиба будут  равны:
      для шестерни
       МПа;
      для колеса
       МПа. 

     3.3 Предварительный выбор угла наклона зуба 

        Принимаем ? = 10°. 

     3.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес
           
     Для наших условий (твердость поверхностей зубьев меньше 350 НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем по табл.4 ?bd = 0,8. 
 

     3.5. Проектный расчет на контактную прочность
     3.5.1 Определение предварительного значения начального диаметра шестерни 

     По  графику (см. рис. 2) для передачи 6 при ?bd = 0,8 и твердости зубьев меньше 350 HB выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца KH?=1,05. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен
       мм. 

              3.5.3. Определение нормального модуля передачи 

По табл.2.5 примем из первого ряда стандартное значение модуля
.
3.5.4. Определение межосевого расстояния передачи
 
Примем согласно рекомендациям п.1.5.3
             3.5.5. Определение суммарное чисел зубьев
  Примем =83.
               3.5.6 Числа зубьев шестерни и колеса
  Примем
 Тогда  

3.5.7. Определение фактическое значение передаточного числа 

            3.5.8. Действительный угол наклона зубьев 

           3.5.9.Определение размеров зубчатых колёс 
 

Условие  =63 мм выполнено.
Так как передача без смещения, то диаметры делительных  окружностей будут равны начальным, т.е. 
 

Диаметры вершин зубьев:
?шестерни    ;
?колеса          ;
Диаметры впадин зубьев:
шестрени   
 колеса        
Ширина венца  колеса:

Примем 
Ширина венца  шестерни  

Рабочая ширина зубчатого венца  

3.5.10 Определение окружной скорости зубчатых колес 

     3.5.10 Выбор степени точности зубчатых колес
     
     По  табл. 2.6 для косозубой передачи при V = 2,36 м/с принимаем 8-ю степень точности.
     3.6. Проверочные расчеты зубчатой передачи 

     3.6.1. Расчет на контактную выносливость
       Формула проверочного расчета

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных  зубьев,
.
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес,  

Коэффициент торцового перекрытия
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину  контактных линий,

Окружная  сила в зацеплении
Н.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца,
KH?=1,05 (см. подразд. 2.5.1).
Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи,
?Н = 0,002 (см. табл.2.7).

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов  зацепления зубьев шестерни и колеса, g0=56 (табл.2.8).
     Удельная  окружная динамическая сила 

Удельная  расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
Н/мм.
     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
.
     Удельная  расчетная окружная сила
H/мм
     Действительное контактное напряжение
МПа,
что меньше допускаемого [?Н]=405МПа. 

     3.6.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба 

     Эквивалентные числа зубьев


          Из рис.3 коэффициенты формы зуба ; .
Находим соотношения  ; .
   Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является колесо, для которого и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
     Условие прочности зуба, колеса по напряжениям  изгиба

     Коэффициент, учитывающий наклон зуба,
.
     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
     
венца, КF? = 1,09(по графику рис.4).
     Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, ?F =0,006(табл.9).
     Удельная  окружная динамическая сила
H/мм
     Удельная  расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации
Н/мм.
     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, 

     Удельная  расчетная окружная сила
Н/мм.
     Действительное напряжение изгиба
 МПа,
что меньше допускаемого значения [ ]= 236,5 МПа.
     Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются. 
 

     6. Определение усилий в зацеплении 

        Окружная сила
Н
     Радиальная сила
Н
     Осевая  сила
Н 

     7.Компоновка  редуктора
     7.1 Расчет вала привода
     Исходные  данные:
     -межосевое  расстояние, аw=63 мм,
     -диаметры  колес, dw1=34,89 мм, dw2=94,11 мм, da1=34,89 мм, da2=97,11 мм,
     
     -ширина венца колеса, bw1=28, bw2=26 мм,
     Диаметры  валов dвал1=20, dвал2=25 мм,
     Размеры ступиц колес:
     Lст=Dст=1,6·=1,620=32 мм,
     Lст=Dст=1,6·=1,625=40 мм,
     Мы  выбираем подшипники с номерами для  dвал1 1000804,для dвал2 1000805.
     ?=(0,025? аw цил+1)=3,5 мм, примем =8 мм, с=8 мм
     =5 мм, с2=5 мм,
     с3=0,5?8=4 мм,
     с4=1,2?8=9,6 мм,
     с5=1,25?8=10,1 мм,
     с6=5?1,5=7,5 мм,
     с7=7 мм,
         к=f(dболт)=24 мм,
     S=24+8+6=38 мм,
     D1=32 мм,
     B1=7 мм,
     R1=0,5 мм,
     
     D2=37 мм,
     B2=7 мм,
     R2=0,5 мм,
     h=4,8 мм,
     h1=6 мм,
     h2=h1=6 мм,
     h3=5 мм,
     h4=5 мм,
     h5=4 мм.
          7.2 Расчеты 1 вала
       1. Определить опорные реакции.
       Исходные данные:
       L=63 мм,
       L1=70 мм,
       L2=30 мм,
       L3=33 мм.
     Плоскость XAZ
                        Rаb                 Fa Rbb 
      Х dw2/2 Fr 
       A B Z
 LLL1
 L 

           
      ;
       Н;
      ;
       Н. 

                                   Плоскость YAZ 

       Rаb Rbb 
      У Fr   Z
           А              L2 L3 L1
       L 

   Определение реакций:
      ;
       Н;
      ;
       Н.
                          Rab Fa                                     Rbb
           Fr         F
         А    z
       L2 L3 L1
       L
       6337
      Мив, Нмм 6337
       Rab Ft                               Rbb 
     
       6337 6337
     Миг, Нмм
       

           
Вертикальная  плоскость:
     На  участке :
    ; 

    34 30=1020 Нмм;

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.