|
Курсовая работа: Редуктор для привода ленточного транспортераКурсовая работа: Редуктор для привода ленточного транспортераФедеральное агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение среднего профессионального «Новотроицкий политехнический колледж» Редуктор для привода ленточного транспортера Пояснительная записка К курсовому проекту по дисциплине: Техническая механика КП 150803.12.00.00 ПЗ Руководитель проекта Сирченко Н.В. Разработал студент группы 208-МГ Падалко С.С. 2010 Содержание Введение I. Общая часть1. Краткое описание работы привода1.1 Кинематическая схема привода2. Специальная часть2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода2.2 Расчет передачи редуктора на контактную выносливость2.3 Предварительный расчет валов редуктора2.4 Определение конструктивных размеров зубчатой пары, крышки и корпуса2.5 Проверка долговечности подшипников2.6 Подбор и расчет шпонок2.7 Уточненный расчет валов2.8 Подборка и расчет муфт2.9 Выбор сорта масла2.10 Сборка редуктораЛитератураПриложение А Задание на курсовое проектированиеПриложение Б Компоновка редуктораВведение 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 используются зубчатые передачи. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых распространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэтому грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обучении знаний на практике. 1. Краткое описание работы привода В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, подобрать электродвигатель, муфту, для условий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редуктора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены элементы передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры – подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством упругой втулочно-пальцевой муфты. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан свалом звездочки цепной передачи. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. Поэтому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет незначительным. 2. Специальная часть 2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет приводаДля выбора электродвигателя определяем КПД привода по формуле [1. с.4]: где КПД отдельных кинематических пар (цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1]. Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе: Диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи. DUц=2 6 Ориентировочное значение общего передаточного числа привода Угловая скорость вала электродвигателя Выбираем двигатель АИР132S6 и заносим его параметры в таблицу 1.
Таблица.1 Общее передаточное число привода: Передаточное число цепной передачи Определяем частоты вращения валов привода: Определяем угловые скорости w валов привода Определяем мощности на валах привода: Определяем крутящие моменты на валах привода: Результаты расчета сводим в табл. 2. Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.
2.2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200. Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]: (3.9 [1, c.33]): где: σHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) находим по формуле: σHlim b = 2.HB + 70; КHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение КHL = 1; [n] H = 1,15. Тогда расчетные контактные напряжения Вращающий момент на валу шестерни М1=52,3 Н*м Вращающий момент на валу колеса М2=201,8 Н*м KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: KHb = 1,25; Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ybа =b/aω= 0,4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев (3.8 [1,с.26]) Принимаем u=5. Ближайшее стандартное значение аω= 130 мм. Нормальный модуль зацепления mn=(0.01ч0.02) aω=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6 принимаем mn=2мм Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса число зубьев шестерни
Примем z1=19мм тогда z2= z1*u=19*5=95 Уточненное значение угла наклона зубьев β=28°53` Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: Проверка:
Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев ширина колеса ширина шестерни Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру: окружная скорость колес и степень точности передачи при такой скорости следует принять 8 степень точности. Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки: где: КHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] КHb = 1,06; КHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] КHa = 1,07; КHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] КHv = 1,0; Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6 [1,ст26]) Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется. Определим силы, действующие в зацеплении: Окружная для шестерни и колеса: Радиальная для шестерни и колеса: Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31] Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]): ( 3.25 [1, c.38]) где: P-окружная сила действующая в зацеплении KF – коэффициент нагрузки. ΥF – расчетное напряжение зубьев при изгибе. Yβ – коэффициент введен для компенсации погрешности. KFа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм. mn - окружной модуль зуба, mn = 3,57; КF = KFβ . KFv где: KFβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению значение KFβ = 1,38; KFv – коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости принимаем значение KFv = 1,3. КF = 1,16 . 1,2 = 1,392 YF – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от zn. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения YF из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35]. Для шестерни: Для колеса: При этом YF1 = 3,84, YF2 = 3,60 [1, c.42]. [σ]F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле (3.24 [1, c.36]) где: σ0Flim b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ0Flim b = 1,8 НВ. для шестерни: σ0Flim b1 = 1,8 . 230 = 415 H/мм2; для колеса: σ0Flim b2 = 1,8 . 200 = 360 H/мм2; [nF] – коэффициент запаса прочности. [nF] = [nF]' . [nF]'' где: [nF]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [nF]' = 1,75; [nF]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [nF]'' = 1. [nF] = 1,75 . 1 = 1,75. Найдем предельно допускаемые напряжения [σF] и отношения [σF]/YF при расчете зубьев на выносливость: для шестерни: для колеса: Меньшее значение отношения [σF]/YF получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Yb и KF Условие прочности зубьев при изгибе выполнено. 2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: Ведущего: MК1 = M1 = 52.3 . 103 Н.мм Ведомого: MК2 = M3 = 201.8 . 103 Н.мм Ведущий вал. Определим диаметр выходного конца вала по формуле: (6.16[1, c.94]) где: [tк] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [tк] = 20 МПа. М1=52.3Н/мм2.–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М1 =52.3 Н/мм2. Принимаем dв1 = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]. Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 35 мм. Ведомый вал. Определим диаметр выходного конца ведомого вала. Принимаем [tк] = 25 МПа. Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М2 = 135,286 кН/мм. Диаметр выходного конца ведомого вала Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., dв2 = 38 мм. Примем диаметр вала под подшипниками dп2 = 45 мм, под зубчатым колесом dк2 = 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. Таблица 3.
2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА Страницы: 1, 2 |
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
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. |