.

Деталі машин і ВПМ галузі (курсова робота)

Язык: украинский
Формат: курсова
Тип документа: Word Doc
29 5800
Скачать документ

Курсовий проект

Деталі машин і ВПМ галузі

Спеціальність 6.092000 “Технологія деревообробки”

ЗАВДАННЯ

на курсове проектування з предмету: “Деталі машин і
підйомно-транспортні машини галузі”.

Тема проекту: “Проект приводу стрічкового конвеєра з 2х ступінчастим
прямозубим циліндричним редуктором”.

Вихідні дані:

Редуктор не реверсивний.

Робота двохзмінна.

Експлуатація довготривала.

Підшипники кочення.

Діаметр барабана стрічкового конвеєра Дб = 630 мм

Швидкість стрічки Vстр.=0,9 м/с

Зусилля на стрічці конвеєра Fстр.=3,2 Н

При виконанні курсового проекту необхідно оформити:

І. Пояснювальну записку.

Вступ.

Викладання кінематичної схеми приводу.

Кінематичний розрахунок. Вибір електродвигуна приводу.

Розрахунок пасових, ланцюгових, відкритих зубчастих передач.

Розрахунок передач редукторів.

Попередній розрахунок валів редукторів. Конструктивні розміри шестерень
і коліс.

Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора.

Перший етап компонування редуктора.

Перевірка довговічності підшипників.

Другий етап компонування редуктора.

Перевірка міцності шпонкових з’єднань.

Уточнений розрахунок валів.

розрахунок і вибір муфт.

Розрахунок конструктивних розмірів корпусів і кришки редуктора.

Мащення редуктора.

Складання редуктора.

Вибір допусків і посадок.

Список використаної літератури.

Специфікації на складальне креслення і робочі деталі.

2. Графічну частину проекту (2 аркуші формату А1)

Складальне креслення редуктора (дві проекції).

Робочі креслення деталей редуктора.

Дата видачі завдання 21 січня 2004 року. Дата закінчення 27 травня 2004
року

Зміст

Вступ.

Кінематична схема приводу.

Кінематичний розрахунок. Вибір електродвигуна приводу.

Розрахунок відкритих передач.

Розрахунок передач редуктора.

Попередній розрахунок валів редуктора.

Конструювання кришок підшипників.

Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора.

Конструювання розмірів зубчастих коліс.

Конструктивні розміри валів підшипникових вузлів, компонування
редуктора.

Перевірка міцності валів.

Підбирання шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань.

Добирання підшипників.

розрахунок і вибір муфт.

Посадки деталей і складальних одиниць редуктора.

Мащення зубчастих коліс і підшипників.

Складання редуктора.

Список використаної літератури.

1. Вступ

Значення машин для людського суспільства дуже велике. Машини звільняють
людей від важко фізичної роботи. Максимально підвищують виробництво,
сприяють покращенню якості продукції, яка виробляється і зниженню її
вартості. В сучасній промисловості машинобудуванню належить провідна
роль, так як на базі машинобудування розвиваються всі інші галузі
промисловості, а також сільське господарство. Рівень виготовлення машин
і їх технічна досконалість – основні показники розвитку всіх галузей
народного господарства, основа технічного прогресу будь-якої країни і
відповідно матеріального благополуччя і культурного розвитку її
населення.

На даний час нема такої галузі народного господарства, в якій не
використовували б машини і механізми в найбільш широких масштабах.
Тільки в результаті насичення всіх галузей народного господарства
високопродуктивними машинами, втілюючи комплексні механізації і
автоматизації виробництва, можна досягти підвищення продуктивності праці
і розширення випуску різноманітної продукції.

Основні тенденції сучасного машинобудування: підвищення потужності і
швидкохідності машин, рівномірність ходу, автоматизація, довготривала
безвідказна робота (надійність та довговічність), зручність та безпека
обслуговування, економічність при експлуатації, мінімальна маса і
можливість найменшої вартості конструювання і виготовлення машин.

Редуктором називають зубчастий, черв’ячний або зубчасто-черв’ячний,
передавальний механізм, виконаний у закритому корпусі і призначений для
зниження кутової швидкості, а отже, підвищення обертального момента.

Редуктори класифікують за видом передач – на циліндричні з паралельними
осями валів, конічні, черв’ячні, комбіновані, зубчасто-черв’ячні.

3. Кінематичний розрахунок. Вибір електродвигуна приводу.

3.1. Розрахунок потужності на валах приводу і вибір електродвигуна
приводу.

Визначаємо потужність на стрічці конвеєра:

Рстр=Fстр ? Vстр, кВт (1)

Де Fстр – зусилля на стрічці конвеєра, кн..

Vстр – швидкість переміщення стрічки, м/с.

Рстр=3,2?0,9=2,88 кВт

Визначаємо необхідну потужність електродвигуна приводу:

, кВт (2)

де ? – коефіцієнт корисної дії приводу конвеєра

(3)

де ?п.п. – коефіцієнт корисної дії пасової передачі;

?п.п.=0.98;

?з.п. – коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі;

?з.п.=0,98;

?л.п. – коефіцієнт корисної дії ланцюгової передачі;

?л.п.=0,95;

?підш. – коефіцієнт корисної дії підшипників;

?підш.=0,994

?=0,98?0,982?0,95?0,995=0,8503

кВт

Вибираємо асинхронний електродвигун марки 4А100L4 потужністю 4кВт,
синхронною частотою обертання 1500 об/хв., проковзування 4,7%.

Визначаємо асинхронну частоту обертання вала:

nел.дв.=nl(1-S), хв-1 (4)

nел.дв.=1500 ? (1-0,047)=1429,5 хв-1

Потужність на першому валу:

РІ=Рел.дв., кВт (5)

РІ=4кВт

Потужність на другому валу:

РІІ=РІ ? ?п.п.? ?п., кВт (6)

РІІ=4?0,98?0,99=3,88 кВт

Потужність на третьому валу:

РІІІ=РІІ ? ?з.п.? ?п., кВт (7)

РІІІ=3,88?0,98?0,99=3,76 кВт

Потужність на четвертому валу:

, кВт (8)

РІV=3,76?0,98?0,992=3,61 кВт

Потужність на п’ятому валу:

РV=РІV ? ?л.п.? ?п., кВт (9)

РV=3,61?0,95?0,99=3,39 кВт

3.2. Розрахунок частот обертання валів приводу.

Визначаємо частоту обертання барабана стрічкового конвеєра:

, хв-1 (10)

де Дб – діаметр барабана стрічкового конвеєра, мм.

Дб = 630 мм.

хв-1

Визначаємо загальне передаточне відношення приводу:

(11)

Загальне передаточне відношення складається з добутку передаточних
відношень:

і=іп.п.?із.ц.п1?із.ц.п2?іл.п. (12)

де іп.п.?- передаточне відношення пасової пердачі;

іп.п.?= 2;

із.ц.п1 – передаточне відношення зубчатої циліндричної передачі 1;

із.ц.п1 = 2;

із.ц.п2 – передаточне відношення зубчастої циліндричної передачі 2;

із.ц.п2 = 3,15;

іл.п. – передаточне відношення ланцюгової передачі;

і = 2?2?3,15?4,16=52,42

Частота обертання першого вала:

пІ = пел.дв., хв-1 (13)

пІ = 1430 хв-1

Визначаємо частоту обертання другого вала:

, хв-1 (14)

хв-1

Визначаємо частоту обертання третього вала:

, хв-1 (15)

хв-1

Визначаємо частоту обертання четвертого вала:

, хв-1 (16)

хв-1

Визначаємо частоту обертання п’ятого валу:

, хв-1 (17)

хв-1

4. Розрахунок відкритих передач.

4.1. Розрахунок плоскопасової передачі.

За формулою Северина визначаємо діаметр меншого шківа:

, мм (18)

де Р1 – потужність на ведучому шківу плоскопасової передачі, кВт

Р1=4 кВт.

п1 = 1430 хв-1 – частота обертання першого вала, хв-1.

мм

По таблиці П10 Л.1 ст.359 приймаємо стандартний діаметр шківа D1=160мм.

Знаходимо швидкість паса:

м/с (19)

м/с

В залежності від швидкості V=11,9 м/с і потужності Р1=4кВт вибираємо
гумотканний пас.

Визначаємо діаметр веденого шківа:

, мм (20)

де ? – коефіцієнт проковзування паса; ?=0,01;

мм

По таблиці П10 Л1 ст.359 приймаємо стандартний діаметр шківа D2=320мм.

Уточняємо передаточне відношення і частоту веденого вала:

(21)

хв-1 (22)

хв-1

Визначаємо міжосьову відстань:

(23)

Приймаємо а=960мм.

Визначимо кут обхвату малого шківа при а=960мм:

, град (24)

Обчислюємо довжину паса:

, мм (25)

мм

Перевіряємо частоту пробігу паса:

с-1 (26)

с-1

Обчисляємо допустиме корисне напруження:

мПа (27)

де С? – коефіцієнт кута обхвату; С?=0,9715;

СV – коефіцієнт швидкості; СV = 1,04-0,0004V2

СV = 1,04-0,0004(11.9)2=0.983

CP – коефіцієнт режиму навантаження; CP = 0,8;

С? – коефіцієнт, що залежить від типу передачі та її розміщення; С?=1.

, мПа (28)

мПа

мПа

Визначаємо колову силу:

, Н (29)

де Т1 – момент рушійних сил, Н?м.

Н?м (30)

Н?м

Н

Обчислюємо площу поперечного перерізу паса, визначаємо його товщину і
ширину:

мм2 (31)

мм2

За таблицею П7Л1 ст.357 приймаємо товщину паса ?=375 мм і ширину паса b.

Ширина паса визначається:

, мм (32)

мм

і при цьому приймаємо стандартну ширину паса b=60мм.

, мм2 (33)

мм2

то прийняті розміри паса і шківа забезпечують нормальні умови
експлуатації передачі і відповідну втому довговічність паса.

За таблицею П10 Л1 ст.359 знаходимо ширину шківів b=70мм.

Визначаємо величину сили тиску на вали:

Н (34)

Н (35)

де ?0=1,5 … 1,96 Мпа.

z=1 шт.

, мм2

S = 225 мм2

Q0=1.57?225=353,25 Н

Н

4.2. Розрахунок ланцюгової передачі.

За таблицею П18 Л1 ст.364 вибираємо кількість зубів меншої зірочки
z=23шт.

Кількість зубів більшої зірочки:

Z2=iZ1 (36)

Z2=4.16 ? 23=95.68

приймаємо Z2=95

Знаходимо крок ланцюга

м (37)

де Р1 – потужність ведучої зірочки, Вт.

Р1 = 3,61?103 Вт;

п1 – частота обертання ведучої зірочки, хв-1

п1 = 113,49 хв-1;

[p] – допустимий тиск, Па

За таблицю П19 Л1 ст.364 [p] = 32,2 МПа;

u – кількість рядів втулкової або роликового ланцюга;

u = 1;

к – коефіцієнт навантаження;

к=к1?к2?к3?к4?к5 (38)

к1 = 1 при спокійному навантаженні;

к2 = 1,5 – коефіцієнт мащення при періодичному мащенні передачі;

к3 = 1, 25 – при двозмінній роботі передачі;

к4=1 – коефіцієнт довжини ланцюга віджимними опорами при а=(30…50)t

к5=1 – коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга;

к = 1?1,5?1,25?1?1=1,875

Отже,

м

За таблицею П16 Л1 ст.362 приймаємо t=25,4 мм (тип ПР-25; 4-5670).

Швидкість ланцюга:

м/с (39)

м/с

Призначаємо міжосьову відстань, орієнтуючись на рекомендовану:

а=(30…50)t, мм (40)

а=(30…50)?25,4=762…1270 мм

Приймаємо а=800 мм;

Обчислюємо кількість ланок ланцюга:

шт. (41)

шт.

Приймаємо Lt=126 шт.

Довжина ланцюга:

(42)

L=126?25,4=3200 мм

Визначаємо силу ведучої вітки ланцюга.

Колова сила:

Н (43)

Н

Відцентрова сила при масі 1м вибраного ланцюга mL = 2,6 – по таблиці П16
Л1 ст.362

(44)

Н

Сила від провисання веденої вітки ланцюга при kg=6 (при ?=00)

Н (45)

Н

Отже,

, Н (46)

Q1=3281,8+3,146+122,4=3407,3?3407 Н

У вибраному ланцюгу перевіряємо тиск у шарнірах.

Площа проекції шарніра ланцюга

S=(0,25…0,3) t2?u, мм2 (47)

S=(0,25…0,3) ? 25,42?1=161,29…193,55 мм2

Приймаючи S=193 мм2 дістанемо:

Мпа (48)

Обчислюємо ділильні діаметри зірочок:

, мм (49)

мм

, мм (50)

мм

Умови позначення запроектованого ланцюга: ланцюга ПР-25, 4-5670 ГОСТ
13568-75, тобто приводний, роликовий однорядний ланцюг з кроком t=25.4 і
руйнівним навантаженням Q=6570кг с ?55 ? 103Н.

5. Розрахунок передач редукторів.

5.1. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.

5.1.1. Розрахунок швидкохідної ступені циліндричного редуктора.

Обчислюємо обертовий момент на швидкохідному валі редуктора:

Н?м (51)

Н?м

Вибираємо марки матеріалу призначення хімікотермічну обробку зубів,
визначаємо допустимі напруження.

Використовуючи таблиці П21; П28 Л1 ст.365, 368 призначаємо для
виготовлення зубчастих коліс сталь 45 щ термічною обробкою: нормалізація
– для колеса, поліпшення для шестерні.

За таблицею П28 стор. 368, Л1 для сталі 45 нормалізація, НВ 180…220.

для колеса поліпшення, НВ 240…280;

для шестерні.

знаходимо кількість циклів зміни напружень

, то значення коефіцієнта довговічності kHL=1 i kFL=1.

Отже, допустимі напруження для колеса

МПа

МПа

для шестерні

МПа

МПа

За таблицею П22 Л1 ст.365 для прямозубих коліс kа=4960 Па1/3 для
матеріалу сталь-сталь.

при симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор.

за формулою:

(52)

– закрита.

Обчислюємо міжосьову відстань:

мм (53)

мм

=112 мм.

Обчислюємо модуль:

, м (54)

За СТСЭВ 310-76 приймаємо т=2мм.

Уточнюємо кількість зубів на колесі.

(55)

Позначимо число зубів шестерні і колеса

(56)

(57)

z2=112-37=75

Уточнюємо передаточне число

(58)

Розходження з прийнятим раніше номінальним передаточним відношенням не
повинно перевищувати 2,5% при u?4,5.

Перевіряємо міжосьову відстань:

, мм (59)

мм

Обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин і западин зубів шестерні і
колеса.

d1=m?z1, мм (60)

d1=2?37=74 мм

d2=m?z2, мм

d2=2?75=150 мм

dа1=d1+2m, мм (61)

dа1=74+2?2=78 мм

dа2=d2+2m,

dа2=150+2?2=154мм

df1=d1-2.5m, мм (62)

df1=74-2,5?2=69 мм

df2=d2-2.5m, мм

df1=150-2,5?2=145 мм

Визначаємо ширину зубчастих коліс

, мм (63)

мм

приймаємо за R40 b1=47 мм, b2=45 мм.

Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:

, м/с (64)

м/с

За таблицею 2 при 120

z2=144-35=109.

Приймаємо z2=109.

Обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин і западин зубів шестерні і
колеса

d1=m?z1, мм

d1=2,5?37=87,5 мм

d2=m?z2, мм

d2=2,5?109=272,5 мм

dа1=d1+2m, мм

dа1=87,5+2?2,5=92,5 мм

dа2=d2+2m,

dа2=272,5+5=277,5 мм

df1=d1-2.5m, мм

df1=87,5-2,5?2,5=81,25 мм

df2=d2-2.5m, мм

df2=272,5-2,5?2,5=266,25 мм

Уточнюємо передаточне число, міжосьову віддаль і визначаємо ширину
зубчастих коліс.

Розходження з раніше прийнятим номінальним передаточним відношенням не
повинно перевищувати 2,5 при U=4,5.

Перевіряємо міжосьову відстань

, мм

мм

, мм

мм

Приймаємо за R40 b1=76 мм, b2=74 мм.

Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:

, м/с

м/с

За таблицею 2 при 1

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter

Похожие документы
Обсуждение

Ответить

Курсовые, Дипломы, Рефераты на заказ в кратчайшие сроки
Заказать реферат!
UkrReferat.com. Всі права захищені. 2000-2020