Привод конвейера

курсовая по деталям машин.doc

Описание работы

Содержание работы

Файлы: 1 файл

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 02 Мая 2013 в 12:14, курсовая работа

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используется зубчатая передача.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Введение....................................................................................................................................3
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт…………………………………...4
Выбор электродвигателя……………………………………………………………………..4
Кинематический расчёт……………………………………………………………………...5

Расчёт зубчатых колёс редуктора………………………………………………………...6
Выбор материала и определение допускаемых контактных напряжений………………6
Определение межосевого расстояния………………………………………………………7
Определение нормального модуля зацепления……………………………………………7
Определение числа зубьев шестерни и колеса…………………………………………….7
Определение основных размеров шестерни и колеса……………………………………..8
Проверка контактных напряжений…………………………………………………………9
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба………………………………9

Конструирование и предварительный расчёт валов редуктора……………………..11
Ведущий вал………………………………………………………………………………….11
Ведомый вал………………………………………………………………………………….12

Конструирование размеров шестерни и колеса………………………………………...13
Шестерня……………………………………………………………………………………...13
Зубчатое колесо………………………………………………………………………………13

Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка…………….14

Проверка долговечности подшипников…………………………………………………15

Проверка прочности шпоночных соединений…………………………………………..20

Уточненный расчёт валов…………………………………………………………………21

Подбор посадок для сопрягаемых поверхностей………………………………………..23

Выбор смазки………………………………………………………………………………...24

Сборка редуктора…………………………………………………………………………...24

Список литературы…………………………………………………………………………25

Скачать архив (236.02 Кб) Сколько стоит заказать работу?

где: X – коэффициент = 0,56;                                                                    [п.1, табл. 9.18]

        Y – коэффициент = 2;                                                                               [п.1, табл. 9.18]

        V – коэффициент; при вращении внутреннего кольца = 1.

        K_б – коэффициент безопасности = 1;                                                      [п.1, табл. 9.19]

        К_Т - коэффициент температурный = 1                                                    [п.1, табл. 9.20]

Р_э =
Н

Рассчитываем долговечность подшипников

L_h = (10⁶ / 60 n) (C / Р_э)³ =
ч.

      Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную 10000 ч.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Параметры шпонки подобраны по диаметрам валов                                     [п.1, табл. 8.9]

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Шпонка на конце ведомого вала: b₂ =16 мм,   h₂ =10 мм, t₂₁ =6.0 мм,    ℓ_ш2 =65 мм.

Шпонка под колесом ведомого вала: b₃ =18 мм,   h₃ =11мм, t₃₁ =7.0 мм,   ℓ_ш3 =80 мм.

Напряжения смятия и условие прочности

σ_см =[2Т / d (h – t₁) (ℓ -b)] ≤ [σ_см],

где: d – диаметр вала в месте расположения шпонки, мм;

        h – высота шпонки, мм;

        t₁ –глубина паза вала, мм;

        ℓ - длина шпонки, мм;

        b – ширина шпонки, мм;

       [σ_см ] – допустимое напряжение смятия (для стали = 100 ÷ 120 МПа).

В е д о м ы й   в а л:

σ_см1 =
МПа

                                          σ_см2 = МПа

(σ_см1=95.5 Мпа и σ_см2 = 65.09 МПа) ≤ [σ_см ]= 100 ÷ 120 МПа

1.04.00.00.ПЗ

— 674.00 Кб (Скачать файл)

					1.04.00.00.ПЗ		Лист
							13
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата			13
5.Конструктивные размеры корпуса редуктора и эскизная компоновка Из атласа конструкций одноступенчатых редукторов или по рекомендациям выбираем за аналог. При разработке рабочего чертежа и общего вида редуктора некоторые размеры уточняются (диаметры, длины ступеней) или принимаются в глазомерном масштабе по аналогу. Толщина стенок корпуса и крышки: d = 0,025 a_w +1 = мм Принимается d не менее 8 мм. Толщина флянцев корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки b = 1.5d = мм нижнего пояса корпуса р = 2,35 d= Принимаем р =19 мм Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03 0,036) a_w + 12 = мм. Принимаем d₁ = 20 мм крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7 0,75) d₁=0.720=14 мм; Принимаем болты d₂ = 16 мм соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5 – 0,6) d₁ = 0.5 20=10 мм; Принимаем d₃ = 10 мм
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						14
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		14
6. Проверка долговечности подшипников В е д у щ и й в а л. Имеем: F_t =3493.6 H, F_r =1311 H, F_a =873.4 H, ℓ₁ =65 мм. Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала. Определяем реакции опор: - в плоскости xz R_x1= R_x2 = 0.5 F_t = Н Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						15
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		15
∑ М_y1 = 0 ∑ М_y3 = R_x1 ℓ₁ = Нмм ∑ М_y3 = R_x2 ℓ₁ = Нмм ∑ М_х2 = 0 - в плоскости yz ∑ М₂ = 0 -R_y1 2ℓ₁ +0,5 F_a d_ш1 + F_r ℓ₁ = 0 R_y1 = F_ad_ш1 / 4ℓ₁ +0,5 F_r=873.453/465+0.51311=833.53 Н ∑ М₁ = 0 R_y2 2 ℓ₁ + 0,5 F_a d_ш1 - F_r ℓ₁ = 0 R_y2 = 0,5 F_r - F_a d_ш1 / 4ℓ₁ =0.5 1311 – 873.453/465=477.47 Н Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r = 833.53+477.47-1311=0 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3 ∑ М_х1 = 0 ∑ М_х3 = R_y1 ℓ₁ =833.53 65= 54.17 Нм ∑ М_х3 = R_y2 ℓ₁ =477.4765=31.03 Нм ∑ М_х2 = 0 Строим эпюру крутящих моментов М_кр= М_z = Т₁ =93.63 Нм __________ _____________ Суммарные реакции P_r1 = √ R² _x1 + R² _y1 = √ =1935.47 ___________ _____________ P_r2 = √ R² _x2 + R² _y2 = √ =1810.88 Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие P_r(1-2) ≤ С P_r1=1935.47 Н≤С=33200 Н Характеристика подшипника - радиальный шариковый №307 d =35 мм, D =80 мм, B =21мм, C =33.2 kH, C₀ =18 kH.
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						16
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		16
Определяем отношение F_a / С₀ =873.4/18000=0.05; этой величине соответствует е=0.26. [п.1. табл. 9.18] Отношение F_a / P_r1 = 873.4/1935.47=0.45> е=0.26. Значит, эквивалентную нагрузку необходимо определить по формуле Р_э = (XV P_r1 +Y F_a)K_б К_Т, [п.1, формула 9,3] где: X – коэффициент = 0.56; [п.1. табл. 9.18] Y – коэффициент =1.71; [п.1. табл. 9.18] V – коэффициент; при вращении внутреннего кольца = 1. K_б – коэффициент безопасности = 1; [п.1. табл. 9.19] К_Т - коэффициент температурный = 1; [п.1. табл. 9.20] Р_э = Рассчитываем долговечность подшипников L_h = (10⁶ / 60 n) (C / Р_э)³ = ч. Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную 10000 ч.
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						17
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		17
В е д о м ы й в а л. (рис.4) несет такие же нагрузки, как и ведущий: F_t =3493.6 H, Fr =1311 H, F_a =873.4 H, ℓ₂ =69 мм. Рис. 4 . Расчетная схема ведомого вала. Определяем реакции опор: - в плоскости xz R_x5= R_x6 = 0.5 F_t =0.5 3493.6=1746.8 Н Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						18
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		18
∑ М_y5 = 0 ∑ М_y7 = R_x5 ℓ₂ =1746.869= 120.5 Нм ∑ М_y7 = R_x6 ℓ₂ =120.5Нм ∑ М_у6 = 0 - в плоскости yz ∑ М₆ = 0 R_y5 2ℓ₂ + F_a d_к2 / 2 - F_r ℓ₂ = 0 R_y5 = 0,5 F_r - F_a d_к2 / 4ℓ₂ = H ∑ М₅ = 0 R_y6 2 ℓ₂ - F_a d_к2 / 2 - F_r ℓ₂ = 0 R_y6 = 0,5 F_r + F_a d_к2 / 4ℓ₂ = Н Проверка: R_y5 + R_y6 - F_r =-189.4+1500.4-1311= 0 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3 ∑ М_х5 = 0 ∑ М_х7 = R_y5 ℓ₂ =-189.4 69=-13.06 Нм ∑ М_х7 = R_y6 ℓ₂ =1500.4 69= 103.5 Нм ∑ М_х6 = 0 Строим эпюру крутящих моментов М_кр= М_z = Т₂ =468.15 Нм ___________ _____________ Суммарные реакции P_r5 = √ R² _x5 + R² _y5 = √=1757,03 Н ___________ _____________ P_r6 = √ R² _x6 + R² _y6 = √ =2302,7 Н Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие P_r(5-6) ≤ С P_r6=2302,7 Н≤ С=71500 Н Характеристика подшипника - радиальный шариковый №311 d =55 мм, D =120 мм, B =29 мм, C =71,5 kH, C₀ =41.5 kH. Определяем отношение F_a / С₀ =; этой величине соответствует е=0.21. [п.1. табл. 9.18] Отношение F_a / P_r5 = е=0.21 Значит, эквивалентную нагрузку необходимо определить по формуле Р_э = ( XV F_r +Y F_a)K_б К_Т, [ п.1, формула 9,3 ]
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						19
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		19

8. Уточненный расчет валов Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s]. В е д о м ы й в а л (рис. 4 ). Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_В = 570 МПа [п.1, табл.3,3] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба σ_{- 1} ≈ 0,43 σ_в = 0,43 х 570 = 246 МПа Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений τ_-1 ≈ 0,58 σ_{- 1} = 0,58 х 246 = 142 МПа Сечение А – А. Диаметр вала d = 58 мм в этом сечении А -А , крутящий момент Т₂ = 468.15 Нм, _________ Изгибающий момент М _А-А = √М²_Г + М²_В , где: М_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, (рис.4); М_В - изгибающий момент в вертикальной плоскости, (рис.4). М _А-А = Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям s_τ = τ_-1 / (к_τ τ_{υ /}ε_τ + ψ_τ τ_m), где: к_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем =1.5 [п.1, табл.8,5] τ_υ – амплитуда отнулевого цикла; τ_m – среднее напряжение отнулевого цикла; ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, принимаем = 0.71 [п.1, табл.8,8] ψ_τ – коэффициент=0.1 [п.1, стр.166] τ_υ = τ_m = 0,5 τ_max =0,5 Т₂ / W_{k нетто}= МПа где: W_{k нетто} – момент сопротивления кручению. W_{k нетто} = (πd³ / 16 ) – [bt₁ (d – t₁)² / 2 d ] = [п.1, табл.8,5] τ_υ = τ_m =10.3 МПа s_τ = 7.19
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						21
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		21
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям. s_σ = σ_{- 1} / (к_σ σ_{υ /}ε_σ + ψ_σ σ_m), где: к_σ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений =1.6; [п.1, табл.8,5] σ_υ– амплитуда цикла нормальных напряжений; σ_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений, = 0. ε_σ – масштабный фактор для нормальных напряжений, принимаем =0.80 [п.1, табл.8,8] ψ_σ – коэффициент, принимаем =0.2 [п.1, стр.164] σ_υ = М _А-А / W_нетто, где: W_нетто –момент сопротивления сечения изгибу. W_нетто = (πd³ / 32 ) – [bt₁ (d – t₁)² / 2 d ] = [п.1, табл.8,5] τ_υ = τ_m = 0,5 Т₂ / W_нетто = МПа σ_υ = МПа s_σ = s_τ =7.19 Результатирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А ________ s = s_τ s_σ / √ s²_σ + s²_τ = Во всех сечениях s=5.7> [s] = 2,5. [п.1, стр. 162]
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						22
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		22
9.Подбор посадок для сопрягаемых поверхностей Посадки подшипников: Внутреннее кольцо на валу – к6 Внешнее кольцо в корпусе Н7 Установка на валу: Колеса устанавливается с посадкой Н7/к6. Для предотвращения смещения на валу колеса и шестерни предусмотрены бортики и установлены дистанционные втулки посадкой Н9/d9. Для установки шпонок на колесах для шпонок выбирают переходную посадку N9/h9. Крышки подшипников: Наружный диаметр – посадка Н7/h8. Муфта на валу устанавливается с посадкой Н7/m6.
					1.04.00.00.ПЗ	Лист
						23
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата		23

Информация о работе Привод конвейера