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:


Курсовик Привод к цепному конвейеру

Информация:

Тип работы: Курсовик. Предмет: Машиностроение. Добавлен: 17.02.2012. Сдан: 2010. Страниц: 23 + 3 чертежа. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Задание 4
Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме на рис. 69 с графиком нагрузки, данным на рисунке: Окружное усилие на тяговых звездочках , окружная скорость тяговых звездочек шаг тяговой цепи и число зубьев тяговой звездочки приведены в таблице.
, кН
,
, мм

11
0,35
80
8
Представить расчетно-пояснительную записку с полным расчетом привода и четыре листа чертежей (формата А4): 1) общего вида привода, 2) муфты, 3) зубчатого редуктора, 4) рабочих чертежей деталей редуктора — крышки корпуса, ведомого зубчатого колеса и ведомого вала.


Содержание
1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя. 3
1.1. Исходные данные к расчету 3
1.2. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма 3
1.3. Определение мощности на звездочках привода 4
1.4. Определение величины потерь в кинематической цепи привода 4
1.3. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя. Выбор типа электродвигателя 4
1.5. Определение передаточного числа привода 5
3 Предварительный расчет валов 8
5 Уточненный расчет вала 10
6 Проверка долговечности подшипников 14
6.1 Ведущий вал 14
6.2 Промежуточный вал 14
6.3 Ведомый вал 14
7 Выбор смазки редуктора 18
8 Проверка прочности шпоночного соединения 20
9 Подбор муфты 22
Список используемой литературы 23


1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя.
1.1. Исходные данные к расчету
Исходными данными являются величины указанные в таблице 1.1.
Таблица 1.1. Исходные данные для проектирования
Наименование параметра
Обозначение
Величина
Окружное усилие на тяговых звездочках

11 кН
Окружная скорость тяговых звездочек

0.35
Шаг тяговой цепи

80 мм
Число зубьев тяговых звездочек

8

График нагружения привода приведен на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 - График нагружения привода
1.2. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма
Согласно техническому заданию схема привода цепного конвейера имеет вид:

Рисунок 1.2. Схема привода цепного транспортера
Частота , , вращения вала исполнительного механизма вычисляется по формуле:
(1)
1.3. Определение мощности на звездочках привода
Мощность на звездочках вычисляется по следующей формуле:
. (2)
1.4. Определение величины потерь в кинематической цепи привода
Рассчитаем величину потерь в приводе по формуле:
(3)
где - кпд пары подшипников; - кпд муфты; - кпд зубчатого зацепления; - кпд звездочки.
1.3. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя. Выбор типа электродвигателя
Расчетная мощность , кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:
. (4)
где - общий КПД привода.
Подбираем электродвигатель по приложению П1 [3].
Типоразмер 4А160М8У. Мощность . Частота вращения с учетом скольжения 2.5%. Характеристика двигателя соответствует графику нагрузки. Пиковая перегрузка по графику меньше перегрузочной для электродвигателя.
1.5. Определение передаточного числа привода
Передаточное число привода рассчитаем по формуле:
. (5)
1.5 Определим общие передаточные числа привода и разобъем его между ступенями:

Определим действительное фактическое передаточное число:



Разбиваем передаточное число по ступеням Uд = Uред = 10,28.
Используя таблицу 1.3 [1] стр.7 имеем :

uбыстр = uред/uтих; uтих = 0,88 uред;

Cледовательно:

uтих = 0,88 10,28 = 2,82; Принимаем Uтих=3
uбыстр = 10,28 / 3 = 3,42; Принимаем Uбыстр=3,55
1.6 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:


I вал частота вращения : n1= nдв = 720 об/мин;
окружная скорость: 1 = дв = n/30 = 3,14720/30 =75,36 рад/с ;
мощность: Р1 = Рдв = 5,5 кВт;
вращающий момент: Т1 = Тдв = Рдв/дв = 5500/75,36 = 72,98 Нм;
II вал частота вращения : n2= n1 = nдв = 720 об/мин;
окружная скорость: 2=1=75,36 рад/с ;
мощность: Р2=Р1  муфты  подш = 5,5  0,98  0,99 = 5,3361 кВт;
вращающий момент: Т2=Т1  муфты  uмуфты = 72,98  0,98  1 =
= 71,5204 Нм;
III вал частота вращения : n3= n2/uбыстр = 202,8 об/мин;
окружная скорость: 1 = n3/30 = 3,14202,8/30 = 21,2 рад/с ;
мощность: Р3 = Р2  2зуб  подш = 5,3361  0,972  0,99 = 4,97 кВт;
вращающий момент: Т3=Т2  зуб  uбыстр = 71,52  0,97  3,55 =
=246,3 Нм;
IV вал частота вращения : n4= n3/uтих = 202,8/3 = 67,6 об/мин;
окружная скорость: 4 = n4/30 = 3,1467,6/30 = 7,7 рад/с ;
мощность: Р4 = Р3  зуб  подш = 4,97  0,97  0,99 = 4,77 кВт;
вращающий момент: Т4 =Т3  зуб  uтих = 246,3  0,97  3 = 716,7 Нм;
Все полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 1.
Номер вала
Частота вращения, об/мин
Угловая частота вращения, рад/с
Мощность, Вт
Момент, Нм
I
720
75,36
5500
72,98
II
720
75,36
5336
71,52
III
202,8
21,2
4970
246,3
IV
67,6
7,7
4770
716,7
3 Предварительный расчет валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов
Ведущего TII= 71,52103 Hмм
Промежуточного TIII= 246,3103 Hмм
Ведомого TIV= 716,7103 Hмм
Диаметр выходного конца ведущего вала при []k=25H/мм2



диаметр шеек под подшипники принимаем dn2=25 мм; под ведущей шестерней dk2=32 мм
У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

[k] = 15H/мм2


принимаем диаметр под шестерней dк3=45 мм, найдем диаметр под колесом:



принимаем диаметр под подшипники dn3=35 мм.
Ведомый вал.
Рассчитываем при []k =25H/мм2 диаметр выходного конца вала


Принимаем диаметр подшипниками dn4 =55 мм, под колесом dk4 =60 мм, dl4=60мм.
5 Уточненный расчет вала

Уточненный расчет проведем для промежуточного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем из компоновки: а=50мм; b=35мм.



РрадС=1,208103Н
РосС=894Н
РокрС=3212,7Н
РрадВ,Д=505,8Н
РосВ,Д=382,1Н
РокрВ,Д=1,336103Н
Построим по эпюру крутящих моментов:



Определим реакции в опорах:
В плоскости YOZ:

M3=0;
M3=-PрадВа+
+РрадС(а+b)-
-PрадД(2b+a)+Y3
(a+b+b+a)=0


Истинное значение силы Y4 направленно в противоположную сторону, от выбранного на схеме.

М4=0;
М4=-РрадДа+РрадС(а+b)-РрадВ(а+b+b)+Y3(a+b+b+a)=0;


Истинное значение силы Y3 направлено в противоположную сторону от ранее выбранного направления.
Проверка:

Fy=0;

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.



В плоскости XOZ:




Проверка :


2942.3+1.336∙103+3212.7+1.336∙103-2942.3=0;
MY3=0; MY4=0; MYB=-X3∙a=-147.1(H∙м)
MYC=-X3∙(a+b)-Pокрb∙b=-203.3 (H∙м)
MYД=-Х4∙а=-147,1(H∙м)

M∑И3=0; M∑И4=0;




Опасным сечением является сечение С:



Из условия прочности:



получим:



Принимаем d=45(мм)
6 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7305, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 25, D = 62, B = 17, c = 2, D1=67, Т =18.25, грузоподъемность = 2960, ролики DT = 9.5, z = 13;

6.2 Промежуточный вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип7307, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 35, D = 80, B = 21, c=2.5, D1=85, Т =22.75, грузоподъемность = 6100, ролики DT = 11.7, z = 12;

6.3 Ведомый вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7311, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 55, D = 120, B = 27, c= 3, D1=127, Т =31.5, грузоподъемность = 10200, ролики DT = 16.7, z = 13;



Силы, действующие в зацеплении: Pокр = 1336 H, Ррад = 506 H и Рос = 382 H.
Первый этап компоновки дал a = 50 мм, b = 35 мм
Определим реакции опор:
В плоскости yz

Y2 (2a + 2b) = Рокрa + Рокр (a + 2b) = Рокр(2a + 2b)
Y2 = Рокр = 1336 H.
Y1 (2a + 2b) = Рокр a + Рокр (a + 2b) = Рокр (2a + 2b)
Y1 = Рокр = 1336 H.

В плоскости yz

X2 (2a + 2b) = Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)
X2 = Ррад = 506 H.
X1 (2a + 2b) = Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)
X1 = Ррад = 1336 H.

Суммарные реакции

H
H

Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле:

S=0,83eR
S2 = 0,83eR2 = 0,830,361429 = 427 H;
S1=0,83eR1 = 0,830,361429 = 427 H;
здесь для подшипников 7305 параметр осевого нагружения е = 0,36, С = 33 кН.
Осевые силы подшипников. В нашем случае S1 = S2; Рос > 0;тогда Foc1 = S1 = 1429 H; Foc2 = S1 + Рос = 1811 H.
Так как реакции, действующие на подшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левый подшипник.
Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка по формуле:

Pэ2 = (XVR2 + YFoc2) Kб Kт;

для заданных условий V = Kб = Kт = 1; для конических подшипников при коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,67 (табл.9.18 и П7 Чернавский).
Эквивалентная нагрузка

Pэ2 = (0,4 1429 + 1,67 1811) = 3024 H = 3,024 kH
Расчетная долговечность

млн. об.

Расчетная долговечность

ч
где n = 720 об/мин – частота вращения ведущего вала.
Найденная долговечность приемлема.
7 Выбор смазки редуктора

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.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач
заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, 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.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
В настоящее время широко применяют пластичные смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускают температуру нагрева до 130°С.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть по­гружено.
В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной пло­скости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают спе­циальное смазочное колесо.
В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни.
8 Проверка прочности шпоночного соединения

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:



Допускаемое напряжение смятия [см]=200МПа
Ведущий вал: 72,98·103 Н·мм;
Выходной конец вала =Ø20мм; t1=3.5мм; b·h·l =6·6·30;



Промежуточный вал: 252,5·103 Н·мм;
Под колесом: Ø40мм; t1=5мм; b·h·l =12·8·30;



Ведомый вал: 690,6·103 Н·мм;
Под колесом: Ø58мм; t1=6мм; b·h·l =16·10·50;



Выходной конец: Ø50мм; t1=5,5мм; b·h·l =14·9·70;

9 Подбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.
Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосносги валов в небольших пределах (1...5 мм; 0.3…0,6 мм; до 1 ).
Материал полумуфт – чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь 45.
Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:



где z – число пальцев, z = 6. Рекомендуют принимать = 1,8...2 МПа.
Тогда



(Иванов с.362)
Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
3. В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.
4. В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.
5. В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.
6. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.
7. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.
8. М.И. Анфимов – Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.


Перейти к полному тексту работы


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


Смотреть похожие работы


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