Проект привода цепного конвейера - Курсовая работа

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике - машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу.Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты.Рис 1.1 Исходные данные для кинематического и силового расчета привода Название параметров Обозначения в формулах Единица измерения Величина параметраРабота над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности. Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, КВТ, КВТ где N5 - усилие на приводном валу 5, КВТ, ?общ - общий кпд. КВТ, ?общ = ?12?23 ?34 ?45 = 0,95? 0,95? 0,96? 0,98 = 0,85, где ?12= ?кр=0,95 - кпд между 1 и 2 валами; ?23= ?цп? ? кр =0,96?0,99=0,95 - кпд между 2 и 3 валами; ?34=?цп? ?оп =0,97?0,99=0,96 - кпд между 3 и 4 валами; ?45= ?м? ?оп ?оп=1?0,99?0,99=0,98 - кпд между 4 и 5 валами. Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя. рад/с где рад/с - угловая скорость на 5 валу где , Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл.Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.Определяем мощности на валах: КВТ ; КВТ ; Определяем угловые скорости валов: рад/с; рад/с; Определяем крутящие моменты на валах: Нм; Нм;Схема клиноременной передачиТаблица 2.1Параметры №шва N, КВТ w, рад/с М, Нм ид12 и добщ

1 16,5 102,05 161,7 2,98 47,68

2 15,7 34,24 458,5При заданном значении М принимаем сечение ремня (В). Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d1=100 мм. где n2 - частота вращения ведомого вала, об/мин.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01 об/мин. Принимаем a0=400 мм. В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.Кинематическая схема передачиДля уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВШ = НВК (20…50). Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50, для колеса - сталь 40. Допустимые контактные напряжения: , где ?НLIM - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NH0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, ?НLIM b = 2 НВ 70): ?НLIM bш = 2·180 70=430МПА, ?НLIM bk =2· 154 70=378 МПА; KHL - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NH0 и дополнения (N?·КНЕ); КНЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. SF - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8, KFL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (N? KFE); KFE - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл.Из условий контактной усталости поверхности зубьев: , где Ка - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем ?ba = 0,45; и = ид34 = 4; КН? - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ?bd = 0,5 ?ba (и 1) = 0,5 · 0,45 · (4 1) = 1,13, для косозубой передачи КН? = 1,046; [?Н] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПА. Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется где ? - угол наклона зубьев, для косозубой передачи ? = 20°;Расчет на контактную усталость. где ZH - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZH = 1,75, [6]; ZM = 275 · 103 Па1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6]; Условие выполняется. расчет на усталость при изгибе. YE - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0. Y? - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается: KF = KFA К F? KFV-коэффициент нагрузки: KFA - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - KFA =1,0, [6], табл.Кинематическая схема передачипараметры № вала N, КВТ ?, рад/с M,Нм ид34 идобщ

3 14,9 8,56 1740 4 47,68

4 14,3 2,14 6682Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВШ = НВК (20…50). Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубча

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчет привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчета передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчет промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчет зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчет опор скольжения

Литература