Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет и конструирование типовых деталей и узлов машин и механизмов

Содержание

1. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ И УСТРОЙСТВА ПРИВОДА

В курсовом проекте рассчитывается и конструируется привод. Цель проекта – приоб-ретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов на основе полученных теоретических знаний.

Основные задачи курсового проекта:

- ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;

- изучение конструкций аналогичных машин и механизмов;

- выбор наиболее простого варианта конструкции с учетом требований технического задания на проект;

- выполнение необходимых расчетов по заданным параметрам;

- выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируе-мого устройства, шероховатости поверхностей; необходимых допусков и посадок, допусков формы и расположения;

- выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД;

- составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

Заданный привод конвейера предназначен для передачи вращения от вала электродвигателя к приводному валу рабочей машины (конвейеру) и обеспечения требуемых кинематических (скорость) и силовых (тяговая сила) факторов.

Приведенный в задании привод состоит из следующих основных частей (рисунок 1): электродвигателя 1; соединительной муфты 2; конического редуктора 3; открытой цилиндрической передачи 4; приводной звездочки 5.

Привод работает следующим образом: крутящий момент с вала электродвигателя через упругую втулочно-пальцевую муфту передается на входной вал редуктора, далее от редуктора крутящий момент передается через зубчатую передачу на приводную звездочку конвейера.

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор конический; 4 – зубчатая цилиндрическая передача; 5 – приводная звездочка конвейера.

Рисунок 1 - Привод.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют для привода машины. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Мощность потребная для привода конвейера:

[3, с. 67]

где - окружная сила конвейера;

- окружная скорость цепи конвейера;

Тогда мощность для привода конвейера равна:

кВт;

Определяем делительный диаметр приводной звездочки конвейера:

мм;

где - шаг цепи;

z – число зубъев цепи .

Тогда частота вращения выходного вала (приводного вала конвейера) равна:

мин‾¹;

Определяем общий КПД привода и потребную мощность электродвигателя

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода конвейера

Принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода, подсчитываем мощность на валу рабочей машины. По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач и подшипников [3, табл. .5.4, с. 74]:

- КПД открытой цилиндрической передачи = 0,95;

- КПД закрытой конической передачи = 0,97;

- КПД одной пары подшипников = 0,99;

- КПД муфты = 0,98.

Общий КПД привода:

0,95·0,96·0,99²·0,98=0,87

Мощность электродвигателя:

кВт.

Для заданного значения мощности по табл.5.1. [3,c.71] принимаем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6У3, с номинальной мощностью 4 кВт, частотой вращения 970 мин;

где S – скольжение;

- частота вращения ротора электродвигателя.

Передаточное число привода

17,73.

Принимаем по рекомендациям табл.5.5 [3, с.74] передаточное число конической передачи = 3,55 . Тогда передаточное число открытой цилиндрической передачи равно:

Принимаем = 5.

Определяем частоты вращения валов привода:

быстроходного вала конического редуктора

= 970 мин^-1;

тихоходного вала конического редуктора

273 мин^-1;

приводного вала конвейера

54,7 мин^-1;

Определяем угловые скорости валов:

быстроходного вала конического редуктора

c^-1;

тихоходного вала конического редуктора

c^-1;

приводного вала конвейера

5,7 c^-1;

Мощность на валах привода:

на быстроходном валу конического редуктора

3,3·0,98·0,97·0,99= 3,1 кВт;

на тихоходном валу конического редуктора

кВт;

на приводном валу конвейера

кВт;

Крутящие моменты на валах привода:

на быстроходном валу конического редуктора

30,5 H·м;

на тихоходном валу конического редуктора

101,8 H·м;

на приводном валу конвейера

505,3 H·м;

3. РАСЧЕТ передач

3.1 Расчет конической передачи

Для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40ХН :

шестерня – сталь 40ХН (термообработка – улучшение +закалка при нагреве ТВЧ), твердость НВ 280;

колесо – сталь 40ХН (термообработка – улучшение), твердость - НВ 250.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений

;

МПа;

=1,1 - коэффициент безопасности [1, с. 106];

- коэффициент долговечности

- базовое число циклов перемены напряжений, [1, c.14]:

для шестерни ;

для колеса ;

Определяем расчетный срок службы передачи:

[1, c.14]

где - долговечность, L=5 лет;

- коэффициент использования в течении года, =0,7;

- коэффициент использования в течении суток, =0,3;

Расчетный срок службы передачи равен:

часов;

- коэффициент долговечности

[1, c.107]

- наработка за весь срок службы

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни равно:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса равно:

Тогда коэффициент долговечности равен:

;

Тогда

МПа;

МПа.

Так как зуб круговой, то окончательно принимаем значение:

441 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба :

;

где - предел выносливости зубьев при изгибе

МПа;

=1,75 - коэффициент безопасности [1, с. 108];

=1 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, т.к. в данном условии передача нереверсивная [1, с. 108];

- коэффициент долговечности

- базовое число циклов напряжений [1, с. 109];

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни равно:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса равно:

Тогда

МПа;

МПа.

Проводим проектный расчет конической передачи:

Внешний делительный диаметр колеса определяем по формуле:

; [3, c.162]

где 1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис. 4.5 [1]) ,

при ;

- числовой коэффициент, для конических колес с круговыми зубъями , =86, [3, c.162];

- коэффициент длины зуба, для стандартных передач =0,285 , [3, c.163].

Тогда внешний делительный диаметр большого конического колеса равен:

мм.

принимаем согласно ГОСТ 12289-76 =200 мм, =30 мм, тогда

мм.

Углы делительных конусов равны:

;

Принимаем число зубьев шестерни z₁=20, тогда число зубьев колеса

z₂=z_1·U=.

Внешний окружной модуль равен:

мм.

Внешнее конусное расстояние определяем по формуле:

[3, c.186]

Тогда внешнее конусное расстояние равно:

=104.

Определяем основные размеры шестерни и колеса

Внешняя высота головки зуба шестерни и колеса:

;

Внешняя высота зуба шестерни и колеса:

;

Внешняя высота ножки зуба шестерни и колеса:

;

Диаметр окружностей вершин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Среднее конусное расстояние

мм,

средний окружной модуль

мм,

средние делительные диаметры шестерни и колеса

мм;

мм.

Окружная сила в зацеплении:

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем по табл.4.6 [3, с. 178] 9-ю степень точности.

Производим проверку зубьев колес по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение колес

; [3, c.187]

где - коэффициент нагрузки

1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при изгибе ([1 ,с. 112];

=1,2 - коэффициент динамической нагрузки (табл.4.8 [1]);

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес [3, c.163];

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев, для прямозубых конических колес =1,77·cosβ=1,77·cos35º=1,45 [3, c.163];

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий , для прямозубых конических колес =1 [3, c.163];

Тогда контактные напряжения равны:

= 437,3 МПа;

Недогрузка равна:

Производим проверку зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

[1, c.133]

- коэффициент нагрузки

1,35 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при изгибе (с. 112 [1]);

=1,16 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис. 4.5 [1]);

=1,31 – коэффициент динамической нагрузки (табл.4.9 [1]);

- коэффициент формы зуба принимаем по рис. 4.4 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев

; ;

4,06; 3,6.

Напряжение изгиба

МПа< =162 МПа;

МПа < =147 МПа.

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

3.1 Расчет цилиндрической передачи.

Для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40ХН :

шестерня – сталь 40ХН (термообработка – улучшение +закалка при нагреве ТВЧ), твердость НВ 280;

колесо – сталь 40ХН (термообработка – улучшение), твердость - НВ 250.

Наработка за весь срок службы

- для шестерни

- для колеса равно:

Тогда коэффициент долговечности равен:

;

Тогда

МПа;

МПа.

Так как передача прямозубая, то расчет производим по наименьшему контактному напряжению МПа.

Допускаемое напряжение изгиба

;

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни равно:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса равно:

Тогда

МПа;

МПа

Межосевое расстояние равно:

;

где - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых колес 49,5 [1, с. 118];

=0,2 - коэффициент ширины колеса [1, табл. 4.10];

- коэффициент концентрации нагрузки (рис.4.4 [1]), определяется в зависимости коэффициента ширины шестерни относительно диаметра

для данной схемы 1,1.

Тогда

мм.

Принимаем межосевое расстояние 225 мм.

Нормальный модуль зацепления

Принимаем 3 мм.

Число зубьев шестерни

Принимаем 25, тогда

Основные размеры колес (рис. 3.1):

Рис. 3.1. Основные размеры зубчатых колес.

- делительные диаметры

мм;

мм.

- действительное межосевое расстояние

мм.

- диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

шестерни

мм;

колеса

мм;

мм.

ширина колеса

мм, принимаем b₄=50 мм;

ширина шестерни

, принимаем b₃=55 мм.

Окружная скорость колес:

м/с.

Принимаем 9-ю степень точности.

Окружная сила в зацеплении:

Расчетное контактное напряжение колес

1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (табл. 4.5 [1]);

=1,2 - коэффициент динамической нагрузки (табл.4.8 [1]);

_{ZE=192
– коэффициент, учитывающий
механические свойства
материалов (c. 124 [1]);}

_{ZН=2,49
– коэффициент, учитывающий
форму сопряженных поверхностей
колес зубьев (с. 238[6]);}

_{Zε
- коэффициент, учитывающий
суммарную длину контактных
линий; для прямозубых
колес Zε =1;}

Тогда

МПа.

Недогрузка

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

;

1,0- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при изгибе (табл. 4.5 [1]);

=1,32- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе (рис. 4.4 [1]);

=1,2 коэффициент динамической нагрузки (табл.4.9 [1]);

- коэффициент формы зуба принимаем по рис. 4.7 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев

3,9;

3,78

где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для прямозубых колес =1;

Расчет и конструирование типовых деталей и узлов машин и механизмов 📙 Реферат → 🆔 234190