|
Курсовая работа: Проект ленточного конвейераКурсовая работа: Проект ленточного конвейераВведениеСогласно заданию требуется разработать привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя, червячного редуктора. Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и червячную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей. Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Шпоночные соединения проверяются на смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации. При расчёте и проектировании ставится цель: получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода. 1. Кинематический расчёт привода 1.1 Схема привода
Рисунок 1. Схема привода и график нагрузки На схеме обозначены: 1-электородвигатель, 2-муфта, 3-редуктор, 4-муфта, 5-барабан. Движение от электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора, далее, через цилиндрическую косозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3 редуктора и, затем, через червячную передачу 3-4 на выходной вал 4 редуктора, затем через муфту на приводной барабан. 1.2 Выбор электродвигателя Определение требуемой мощности электродвигателя Рэд = Рвых / hобщ , где Рвых - общая мощность на выходе, кВт. hобщ - общий КПД привода; hобщ= h3×hч×h4п×hм , где hз - КПД зубчатой передачи 1-2; hч - КПД червячной передачи 3-4; hп - КПД пар подшипников; hм - КПД муфты hобщ = 0,89 ×0,94×0.98 ×0,99= 0,81 Рвых = Ft × V, где Ft - окружное усилие на барабане, кН ; V - скорость ленты конвейера, м/с; Рвых = 3650∙0,9 = 3285Вт = 3,285 кВт; Рэд = , Определение требуемой частоты вращения вала nэ.тр = nвых×i12×i34 где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2 i34 - передаточное отношение передачи 3-4 nвых - требуемая частота вращения на выходе привода nэ.тр= 28,648·3·18=1546,9 об/мин. nвых = , где Dб - диаметр барабана; nвых = об/мин nэ.тр= 34,4*28*2,95=2841,4 об/ми 1.3 Уточнение передаточных отношений Общее передаточное отношение равно: iобщ = nэд / nвых где, nэд- асинхронная частота вращения электродвигателя; nвых- число оборотов выходного вала; iобщ= i34 = iобщ / i12 = 82,84 / 28= 2,95 2. Кинематический и силовой расчёт 2.1 Определение мощностей на валах P1= Pэд ×hм Р1 = 4,056·0,98·= 3,966 кВт Р23 = Р1 ×hч ×hп Р23 = 3,966 × 0,89 × 0,99 = 3,529 кВт Р = Р23*×hц Р =3,529*0,94 = 3,318 кВт Рб = Рв × hп Рб = 3,318 × 0,99 = 3,285кВт где Р1, Р23, Рв, Рб - мощности на соответствующих валах.2.2 Частота вращения валов привода n1 = nэд n1 = 2850 об/мин n23 = n1/i12 n23 = 2850/ 28 = 101,78 об/мин n45 = n23/i34 n45 = 101,78/ 2,95 = 34,5 об/мин 2.3 Скорость вращения валов w i= π×ni / 30w1 = 3,14× 2850 / 30 = 298,3 рад/с w23 = 3,14× 101,78 / 30 = 10,65 рад/с w45 = 3,14× 34, 5 / 30 = 3,611 рад/с где, i - индекс вала согласно принятому обозначению. 2.4 Крутящие моменты на валах Тi = Рi×103/wi Т1 = 4,056×103 / 298,3 = 13,29 Н×м, Т23 = 3,529×103 / 10,65 = 331,36 Н×м Т45 = 3,285×103 / 3,611 = 917,1 Н×м Таблица 2.1 Результаты кинематического и силового расчёта:
3. Расчёт зубчатых передач 3.1 Схема передачи; цель расчёта Рисунок 3.1 Зубчатые передачи Цель расчёта: 1) Выбор материала зубчатых колёс 2) Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов 3) Назначение степени точности зубчатых колёс 3.2 Критерий работоспособности и расчёта передачи Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине: - Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев - По причине усталостной поломки зуба - Возможны статические поломки Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений. sН < [sН] А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений). sF < [sF] Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность. 3.3 Выбор материалов зубчатых колёс Таблица 3.1
3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для обеих передачДопускаемые контактные напряжения определим отдельно для шестерни и для колеса. , где - допускаемое контактное напряжение; , МПа - предел контактной выносливости; - коэффициент запаса прочности; - коэффициенты долговечности, влияния шероховатости, влияния окружной скорости. Предел контактной выносливости определим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала и способа химико-термической обработки. В данном случае: , где HB и HRC - твердость. МПа; МПа. Коэффициент долговечности: где - базовое число циклов перемены напряжений; - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений. µ-коэффициент учитывающий режим нагружения µ= µ=()=0,803 ; , n - частота вращения рассчитываемого колеса; n - число вхождений зуба в зацепление n=1. L- суммарное время работы,ч , где - число лет работы (=5); - коэффициент годового использования (), - коэффициент суточного использования (). ч. Ресурс передачи: Таким образом ZN1 = ZN2 =1 , т. к. колеса шлифуются (Ra=0.63 … 1.25 мкм). , т. к. скорость меньше 5 км/ч. МПа. МПа. Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются: ; Принимаем МПа. 3.5 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.Допускаемые напряжения изгиба определим отдельно для шестерни и для колеса. , где , МПа - допускаемое контактное напряжение, , МПа - предел выносливости, - коэффициент запаса прочности, YN - коэффициент долговечности, YR - коэффициент влияния шероховатости, YA - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки. Предел контактной выносливости определим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала и способа химико-термической обработки. В данном случае: МПа, МПа. Коэффициент запаса прочности для улучшенных колес: Коэффициент долговечности: , где - число циклов, соответствующее перелому кривой устало Т сти - эквивалентное число циклов, µ-коэффициент учитывающий режим нагружения µ= µ=()=0,333 N-ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений N=873084672 N=291028224 Следовательно Y=1 Коэффициент влияния шероховатости: YR = 1, т. к. колеса шлифованные Коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки: YA = 1, т. к. нагрузка прикладывается с одной стороны. Тогда Мпа, МПа. 3.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (1-2).Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.. Определение предварительного значения межосевого расстояния., где К - коэффициент зависимости от поверхностной твердости ( К=10) мм. Определение значения окружной скорости.. Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 принимаем равной 8. Определение уточненного значения межосевого расстояния., где Ка=450-для косозубых колес, Мпа1/3; yba-коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно опор (при симметричном yba=0,315); KH- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность. Определение коэффициента нагрузки: , где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении (=1,02)]; - коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (=1,031); - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (=1,195 ). |
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |