Курсовая работа: Проектирование привода цепного транспортёра (расчет редуктора)
Название: Проектирование привода цепного транспортёра (расчет редуктора) Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | ||||||||||||||||
Санкт–Петербургский Государственный Университет сервиса и экономики Федеральное Агенство по Образованию Калужский филиал Курсовой проектпо ОФСС Проектирование привода цепного транспортёра (расчет редуктора) выполнил: студент C емусев Е.А. Сервис «230700» Проверил: __________ Калуга 2007 г. Содержание 1. Выбор электродвигателя 2. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений 4. Расчёт червячной передачи 5. Определение диаметров валов 6. Выбор типа подшипников 7. Расчет тихоходного вала 8. Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности 9. Выбор и расчёт шпоночных соединений 10. Подбор муфты 11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников Список использованной литературы 1. Выбор электродвигателя Общий коэффициент полезного действия привода определяется по формуле:
где
Мощность электродвигателя определяется по формуле:
где
Частота вращения приводного вала определяется по формуле:
где
где z=9 – число зубьев звездочки Общее передаточное число По стандартным значениям частоты вращения электродвигателя выбираем наименьшее общее передаточное число: Следовательно, частота вращения электродвигателя Выбираем электродвигатель по каталогу. Принимаем двигатель IM 1081 АИР 100 LB4/1430: мощность 2. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода Мощности на валах привода определяют по формулам: где
Частота вращения на валах определяется по формулам: Где
Момент на валах определяется по формулам: где
3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений Выбор материала. Ожидаемая скорость скольжения:
По таблице 1.1 из [2] с учетом Vск выбираем материал венца червячного колеса: Бр.ОЦС6-6-3 sв = 200(МПа), sт = 90(МПа), способ отливки – в металлическую форму. Червяк принимаем Сталь45 закалённая HRC 45-50. Расчет допускаемых напряжений. Суммарное время работы передачи:
где
Суммарное число циклов перемены напряжений: Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость: где При расчете на изгибную выносливость: где ([2] табл. 2.2). Допускаемые напряжения для расчета на контактную и изгибную выносливость:
где
Расчётные допускаемые напряжения:
где
Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок: контактная прочность
изгибная прочность
Сравниваем предельные допускаемые напряжения и расчётные допускаемые напряжения: 4. Расчет червячной передачи Значение коэффициента нагрузки: Ориентировочное значение межосевого расстояния: где Т2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм. Число зубьев червячного колеса: Осевой модуль: Предварительное значение коэффициента диаметра червяка:Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 6,3 и q=14. Уточняем межосевое расстояние: Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …125;160;180… Принимаем Коэффициент смещения: Начальный угол подъема червяка: Размеры червяка. Диаметр делительный: Диаметр начальный: Диаметр вершин витков: Диаметр впадин витков: Длина нарезной части: Выбираем Размеры червячного колеса. Диаметр делительный окружности колеса: Диаметр вершин зубьев: Диаметр колеса наибольший: Диаметр впадин зубьев: Ширина венца колеса: Проверочный расчёт передачи на прочность. Окружная скорость на червяке: Скорость скольжения в зацеплении: Уточняем где
Расчетное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает допускаемого, следовательно, ранее установленные параметры передачи можно принять: КПД передачи. где
Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе (осевая на червяке): Окружная сила на червяке (осевая на колесе): Радиальная сила: Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Эквивалентное число зубьев колеса: Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2]: Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса. Условие прочности выполняется, так как sF <[s]F , следовательно, m и q были нами выбраны верно. Тепловой расчёт. Мощность на червяке: Температура рабочая: где
5. Определение диаметров валов Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам: для быстроходного вала:
Принимаем
Принимаем
Принимаем для тихоходного вала:
Из конструкторских соображений принимаем
Принимаем
Принимаем Принимаем 6. Выбор типа подшипников Для вала-червяка быстроходной ступени принимаем роликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:
Для тихоходного вала принимаем роликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:
7. Расчет тихоходного вала Силы, действующие в зацеплении: окружная сила радиальная сила осевая сила Определение сил, действующих вне редуктора: окружная сила муфты
где Определение реакции опор и построение эпюр. Реакции в горизонтальной плоскости. Реакции в вертикальной плоскости. Реакции от консольной силы. Полная реакция в опорах. Рассматриваем самый нагруженный случай, когда реакции от консольной силы совпадают с реакциями от сил в зацеплении: Для изготовления вала выбрана сталь 40X:
Нормальные напряжения определяются по формуле:
где
Наиболее опасное сечение – I.
Рассматриваю наиболее опасное сечение 1:
Осевая сила:
Касательные напряжения определяются по формуле:
где
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям вычисляются:
по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Минимально допустимое значение коэффициента запаса: Т.к. 8. Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности На подшипник действуют: Найдём:
Определяем эквивалентную нагрузку Проверим условие, что По ([20] табл.3) определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку Рассчитаем ресурс принятого подшипника:
9. Выбор и расчёт шпоночных соединенийРасчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие. 1. Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя.
Условие прочности:
2. Соединение тихоходного вала с червячным колесом.
Условие прочности:
3. Соединение тихоходного вала с муфтой приводного вала.
Условие прочности:
10. Подбор муфты Муфта комбинированная (упругая и предохранительная) с разрушающимся элементом . Предохранительная муфта отличается компактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется в тех случаях ,когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно .Может работать только при строгой соосности валов .В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты ,выполняемые из стали или из хрупких материалов(серый чугун ,бронза).В момент срабатывания штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь .Для удобства эксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со штифтом .В этом случае сопряжение втулок с полумуфтами H7/js 6, штифта с втулками H7/k6.Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7,предусматривая по торцам минимальный зазор 0.05…0.10 мм .Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга ,следует предусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший ,чем между торцами полумуфт. Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 14084–76. 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 несоосности валов в небольших пределах ( 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
= 4
. Рекомендуют принимать Тогда Пальцы муфты изготовляют из стали 45 и рассчитывают на изгиб: Допускаемые напряжения изгиба 11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипниковКартерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: где
где
Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора в масляную ванну: где Определим необходимый объём масла по формуле: где 13.4. Выберем марку масла по табл. 11.1 лит. 3 в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Т-С 320 ТУ 38.101413-78. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить. Список использованной литературы1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин” 2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, 1981 г. 3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г. 4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г. 5. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991 6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г. 7. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г. 8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982. |