Привод транспортера. 4

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО Кубанский  государственный  технологический  университет

(КубГТУ)

Кафедра динамики и прочности машин 

Факультет химии нефти стандартизации и  качества

 
КУРСОВАЯ   РАБОТА

по дисциплине Механика

на тему Привод транспортера

 
Выполнил  студент группы О4-Х-ИЗ1

                       Жерлюкова Наталья Александровна  Допущен(а) к защите                                                                  Руководитель (нормоконтролер) работы____________________________

(подпись,  дата, расшифровка подписи)

Защищен___________________ Оценка__________________

(дата) 
 
 

Члены комиссии__________________________________________________

                            ___________________________________________________

                            ___________________________________________________

                                           (подпись, дата, расшифровка подписи) 
 

                                      2006 г. 
 

   РЕФЕРАТ

   39 стр., 5 рис., 1 табл., 3 источника.

   ПРИВОД, РЕДУКТОР, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ.

   Объектом  разработки в курсовой работе является привод транспортера, включающий цепную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор.

   Цель  работы - определение конструктивных параметров цепной и зубчатой передач, а также конструктивная проработка редуктора.

   В ходе проектирования определены кинематические и силовые параметры привода  и подобран электродвигатель; произведен расчет цепной передачи; выбраны материалы  для основных деталей редуктора; выполнен расчет зубчатой передачи; произведено эскизное проектирование редуктора; осуществлен подбор подшипников качения и проверка их на заданный ресурс; выполнен проверочный расчет быстроходного вала редуктора на статическую прочность и сопротивление усталости; произведен расчет шпоночных соединений зубчатых колес и валов; разработана система смазки редуктора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   СОДЕРЖАНИЕ

   ВВЕДЕНИЕ..........................................................................................................5

   1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА.................................................6

      1.1Выбор электродвигателя.............................................................................6

      1.2Определение частот вращения и крутящих моментов на валах.............7

   2 РАСЧЕТ  ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.................................................................8

      2.1 Выбор материала........................................................................................8

      2.2 Определение допускаемых напряжении..................................................8

            2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений....................8

            2.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба...........................10

      2.3 Проектировочный расчет зубчатой передачи........................................12

      2.4Проверочный расчет зубчатой передачи.................................................16

   3 РАСЧЕТ  ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ...................................................................19

   4 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ...............................................................23

      4.1 Проектные расчеты валов........................................................................23

            4.1.1 Проектный расчет быстроходного вала.........................................23

            4.1.2 Проектный расчет тихоходного вала.............................................24

      4.2 Выбор типа и схемы установки подшипников......................................25

      4.3 Составление компоновочной схемы.......................................................26

   5 ПОДБОР  ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ  РЕСУРС......27

      5.1 Подбор подшипников качения быстроходного вала............................27

   6 РАСЧЕТ  ВАЛА НА СТАТИТЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ  И 

   СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ.................................................................30

      6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.........................30

      6.2Расчет на статическую прочность............................................................32

      6.3 Расчет на сопротивление усталости........................................................33

   7 РАСЧЕТ  СОЕДИНЕНИЙ ВАЛОВ СО СТУПИЦАМИ  КОЛЕС................35

   8 СМАЗКА  РЕДУКТОРА.................................................................................37 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   ВВЕДЕНИЕ

   Машиностроению  принадлежит ведущая роль среди  других отраслей экономики, так как  основные производственные процессы выполняют  машины. Поэтому и технический  уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

   В процессе проектирования инженер решает целый  ряд сложных и разнообразных  задач. Так, например, помимо того, что  он должен разработать машину способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы. Он должен учесть требования экономики, технологии, эксплуатации, транспортировки, техники безопасности и другие

   Для того, чтобы удовлетворять этим требованиям  конструктор должен уметь выполнять  кинематические, силовые, прочностные  и другие расчеты, из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, должен использовать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия. Именно этому и посвещен мой курсовой проект, объектом которого является привод транспортера, использующий большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения. Полученные навыки при проектировании помогут мне работать по специальности инженер – эколог, а именно разрабатывать собственные проекты очистных сооружений, повышать эксплуатационные и качественные показатели оборудования, повышать его надежность и долговечность. А именно это и должен уметь специалист по инженерной защите окружающей среды. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

   1.1Выбор  электродвигателя

   Для выбора электродвигателя определяется требуемая  его мощность и частота вращения.

   Мощность электродвигателя N должна быть не меньше требуемой мощности электродвигателя , то есть:

   Требуемая мощность электродвигателя определяется отношением:

           (1.1)

   где – мощность на выходном валу, кВт;

         - КПД привода.

     Для вычисления мощности электродвигателя необходимо найти КПД привода . В свою очередь КПД привода определяется как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

        ,  (1.2)

   где – КПД цилиндрической зубчатой передачи, =0,97;

          – КПД упругой соединительной муфты, =0,98;

         – КПД цепной передачи;

           – КПД подшипников качения, =0,99.

   Указанное КПД вычислим, подставляя в формулу  для  из рекомендуемого диапазона среднее значение КПД цепной передачи [1, табл. 1.1, с.7]

   Теперь  можем рассчитать мощность электродвигателя по формуле (1.1):

   Частота вращения вала электродвигателя должна стремиться к требуемым оборотам. Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется следующей формулой:

                ; (1.3)

      где – частота вращения выходного вала, об/мин ;

           –передаточное число редуктора;

           -передаточное число цепной передачи.

   Указанную частоту вычислим, подставляя в формулу (1.3) среднее значение

передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для редуктора и цепной передачи [1, табл. 1.2, с.7]

   По [1,табл.24.9, с.7] выбираем электродвигатель АИР 180М8; =40кВТ;       =731об/мин 
 
 

   1.2Определение  частот вращения  и крутящих моментов  на валах

   Общее передаточное число привода:

                (1.4)

   Подставляя  значения, получим:

   Передаточное  число редуктора находится так:

           (1.5)

   Получим:

   Частота вращения вала колеса :

           (1.6)

   Тогда мы имеем:

   Частота вращения вала шестерни :

            (1.7)

   Подставляя  соответствующие значения в (1.7) найдем:

   Крутящий  момент (Н∙м) на приводном валу:

           (1.8)

   Мы получаем:

   Крутящий  момент (Н∙м) на валу колеса:

               (1.9)

   Подставим значения и получим:

   Крутящий  момент на валу шестерни:

               (1.10)

   Подставим значения:

   2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ  ПЕРЕДАЧИ

   2.1 Выбор материала

   Материал  для зубчатых колес редуктора  выбирается, исходя из вида изделия, условий  его эксплуатации и требований к габаритным размерам. К проектируемому редуктору не предъявляется жестких ограничений по массово-габаритным характеристикам. Поэтому для изготовления зубчатых колес выбираем материал и термообработку, обеспечивающие минимальную стоимость редуктора.

   Таблица 1 – Характеристики материалов, использованных для изготовления зубчатых колес

   2.2 Определение допускаемых напряжении

   2.2.1 Определение допускаемых  контактных напряжений

   Допускаемые контактные напряжения (МПа) для шестерен и зубчатых колес определяется по формуле [1, c. 12]

                 (2.1)

   где  – предел контактной выносливости, МПа;

           –коэффициент долговечности;

          – коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости сопрягаемых

         поверхностей;

          – коэффициент, учитывающий влияние  окружной скорости;

             – коэффициент запаса прочности.

   Для определения  контактных напряжений необходимо рассчитать неизвестные нам параметры

   Предел контактной выносливости вычисляется по эмпирической

   формуле в зависимости от материала и  термообработки. Согласно [1, табл.2.2, с 13]:     

                      =      (2.2)

   Подставим значение твердости, получим:

   Для зубчатых колес с однородной структурой материала  согласно [1, c.13] принимаем = 1,1

   Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса [2, c.170]:

                      , 1≤ ≤ 2,6 (2.3) 
 

   где  – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

           – ресурс передачи.

   Параметр  NHG определяется по формуле [1, c.13]:

                            , ≤ 12∙10  (2.4)

   Подставим значения:

   Для определения  ресурса передачи воспользуемся  зависимостью [2, c.171]:

                             (2.5)

   где  n – частота вращения, об/мин;

               – число вхождений в зацепление зуба за один оборот колеса; в

                   соответствии с кинематической схемой редуктора = 1 для всех 

                зубчатых колес и шестерен;

               – относительное время работы с нагрузкой , ч;

         i – количество режимов работы с различной нагрузкой;

          – суммарное время работы привода, ч.

   Суммарное время работы привода  определяется по формуле:

                             (2.6)

   где   L – число лет работы, L = 4 года ;

          - коэффициент годового использования  передачи;

           – коэффициент суточного использования передачи.

   Коэффициент годового использования передачи вычисляется  по формуле:

                 (2.7)

   Определим :

   Коэффициент суточного использования передачи  определяется так:

                 (2.8) 

   Подставим значения:

   Теперь  по формуле (2.6) определим суммарное время работы привода :

   Мы  можем рассчитать ресурс передачи , для шестерни и колеса соответственно по формуле (2.5):

   По  формуле (2.3) определим коэффициент долговечности и для шестерни и колеса соответственно:

   Так как  и имеют значения, по величине <1, то заменим:

   Зубчатые  передачи проектируемого редуктора  могут быть отнесены к передачам  общего машиностроения, не требующим  высокой точности: поэтому предварительно назначим для них степень точности 8. В соответствии с [1, c.13] для всех колес и шестерен принимаем = 0,9. Коэффициент для всех зубчатых колес предварительно назначим = 1

   Так как = =1, то для шестерни и зубчатого колеса выполняется следующая зависимость:

   По  формуле (2.1) определим контактные напряжения :

   2.2.2 Определение допускаемых  напряжений изгиба

    Допускаемые напряжения изгиба (МПа) для шестерен и зубчатых колес определяется по формуле [1, c. 14]:

                 (2.9) 

   где   - предел выносливости, МПа;

           – коэффициент долговечности;

           – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопрягаемых 

                   поверхностей;

            – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения

                   нагрузки;

             – коэффициент запаса прочности.

   Предел  выносливости вычисляется по эмпирической формуле [1, табл.2.3, с.14]:

                = 1,75  (2.10) 

   Подставим значение твердости и получим:

   Для зубчатых колес согласно [1, c.15] принимаем = 1,7

   Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса [2, c. 174]:

                , 1≤ ≤   (2.11)

   где    – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;      

          = 4∙10 ;

             – эквивалентный ресурс передачи;

             = 4 и q=6 для улучшенных зубчатых колес.

   Эквивалентный ресурс передачи определяется по формуле [2, c. 174]:

                   (2.12)

   Рассчитаем  эквивалентный ресурс передачи и для шестерни и зубчатых колес соответственно:

   Рассчитаем  коэффициент долговечности и по формуле (2.11) для шестерни и зубчатых колес соответственно:

   Так как  значения и получились<1, то присвоим: 

   В соответствии с [1, c.15], исходя из назначенной точности передач, принимаем = 0,9. Поскольку зубья передач испытывают одностороннее приложение нагрузки, коэффициент = 1.

   Рассчитаем  допускаемые напряжения изгиба по формуле (2.9),причем для шестерни и зубчатых колес они соответственно равны, то есть:

   2.3 Проектировочный расчет зубчатой передачи

   Предварительное значение межосевого расстояния (мм) определяется по формуле [1, c.15]:

                   (2.13)

   где  К – коэффициент, зависящий от поверхности твердости зубьев; в

         соответствии  с [1, c.17] назначаем К = 10;

         – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно

                 действующих), Н∙м.

   Вычислим  предварительное значение межосевого расстояния aw:

   Окружная  скорость v (м/с) в зацеплении [1, c.17]:

                  (2.14)

   Рассчитаем  окружную скорость v:

   B соответствии с [1, c.17] назначаем степень точности: = 9(передачи низкой точности)

   Уточняем  значение межосевого расстояния по формуле  [1, c. 17]:

                   (2.15) где    = 450 для прямозубых колес:

        – коэффициент ширины;

        – коэффициент нагрузки;

        – допустимое контактное напряжение.

   Коэффициент ширины назначается из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор: при симметричном расположении = 0,315 – 0,5 

   B соответствии с [1, c.17] назначаем = 0,4

   Коэффициент нагрузки KH в расчетах на контактную прочность [1, c.17]:

                            (2.16)

   где    – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

            – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

           нагрузки по длине контактных линий;

            – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

           нагрузки в связи с погрешностями изготовления.

   Значение  коэффициента выбираем в соответствии с [1, табл.2.6, с.18]:    = 1,03

   Коэффициент определяем по формуле:

                = 1 + ( - 1)     (2.17)

   где    – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения     

           нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы;

            – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

   Значение  коэффициента принимаем по [1, тадл.2.7, с.19] в зависимости от твердости зубьев, схемы передачи и значения коэффициента :

                = 0,5 ( + 1)   (2.18)