На тему- Привід від стрічкового конвеєру Виконала- ст
Работа добавлена на сайт samzan.net:
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
ХАРКІВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
БУДІВНИЦТВА ТА АРХІТЕКТУРИ
Розрахунково-пояснювальна записка
до курсового проекту
З дисципліни:
«Прикладна механіка. Основи конструювання»
На тему:
«Привід від стрічкового конвеєру»
Виконала:
ст. гр. АП-21
Токар К.П.
Шифр: 2010-109. Вар.1-13
Керівник:
Ємельяненко М.Г.
Харків 2012
Завдання на курсовий проект
Спроектувати привід стрічкового конвеєру, який складається з електродвигуна, клинопасової передачі, двоступінчатого горизонтального зубчастого редуктора та муфти.
Вихідні дані для проектування:
- Рис. 44, ст.88 та табл.73, ст. 90 з книжки «Атлас конструкций редукторов», Л.И. Цехнович, И.П. Петриченко – К: Вища школа., 1990 – 150 ст.
- Передаточне число клинопасової передачі Uпп= U1-2 = 3.
- Частота обертання валу робочого органу nро = 24 хв-1.
- Обертальний момент на валу робочого органу Тро = 4600 Н∙м.
- Номер типового режиму ІІІ.
- Термін служби L = 6 років.
- Коефіцієнт використання приводу (річний) Кр = 0,6.
- Добовий коефіцієнт використання Кд = 0,6.
- Синхронна частота nдвс = 1000 хв-1.
- Діаметр робочого органу Dро = 360 мм.
Зміст
Вступ………………………………………………………………………….
- Кінематичний та силовий розрахунок приводу стрічкового конвеєру..
- Розрахунок клинопасової передачі ………………………………………
- Розрахунок зубчастих передач двоступінчатого редуктора……………
- Проектний розрахунок валів редуктора…………………………………..
- Підбір підшипників коченні для валів редуктора………………………..
- Вибір способу змащування зубчастих передач та підшипників редуктора………………………………………………………………….
- Проектування рами приводу…………………………………………….
Список джерел інформації……………………………………………………
1. Кінематичний та силовий розрахунок приводу.
1.1 Кінематична схема приводу.
Д – електродвигун;
РО – робочий орган (барабана);
I, II, III, IV, V – вали;
1. – ведучий шків клинопасової передачі;
2. – ведений шків клинопасової передачі;
3,5 – зубчасті шестерні;
4,6 – зубчасті колеса;
7. – муфта;
ПII,ПIII,ПIV,ПV – пари підшипників кочення.
1.2. Визначення потужності та підбір електродвигуна привода.
Потужність електродвигуна визначаємо із залежності:
(кВт)
Потужність робочого органа визначаємо за формулою:
(кВт)
Кутову швидкість робочого органа визначаємо за формулою:
(рад/с)
Загальний ККД що враховує витрати „ механічної енергії “ визначаємо за формулою:
За [1], стор.23, таб.4
– ККД клинописові передачі;
– ККД зубчатої передачі;
– ККД муфти;
– ККД пари підшипників кочення;
– число пар підшипників.
За потужністю та підбираємо електродвигун [1], додаток Б стр.107
Вибираємо електродвигун 4А160М6У3 потужністю:
кВт , = 965
;
1.3. Визначення передаточних чисел редуктора, а також частот обертання валів.
1.3.1. Передаточні числа.
– передаточне число клинопасової передачі;
– передаточне число привода;
– передаточне число тихохідного ступеня редуктора;
– передаточне число швидкохідного ступеня редуктора.
1.3.2. Частота обертання валів
– частота обертання електродвигуна
1.4. Визначення потужності на валах
кВт
кВт
кВт
кВт
кВт
1.5. Обертовий момент на валах
Нм
Нм
Нм
Нм
Нм
1.6. Кутова швидкість
рад/с
рад/с
рад/с
рад/с
рад/с
Результат розрахунків зводимо в таблицю.
|
Вали |
Частота обертання N, |
Потужність Р, кВт |
Обертовий момент Т, Нм |
|
I II III IV V |
965 321,6 71,47 23,82 23,82 |
15 14,405 13,976 13,559 13,020 |
148,51 427,96 1868,45 5445,38 5228,91 |
За розрахунковим обертовим моментом на тихохідному валу та передаточним числам вибираємо редуктора з атласу редуктор.
Тип двигуна М – 160 мм – 210 мм
Число полюсів – 2 мм – 108 мм
– 358 мм – 12 мм
– 80 мм – 254 мм
– 667 мм – 160 мм
– 42 мм – 18 мм
–12 мм – 430 мм
– 8 мм
2. Розрахунок клинопасової передачі.
Вихідні данні:
Потужність на валах ведучого шківа – кВт
2.1. Загальні відомості
Пасова передача складається з ведучого та веденого шківів та паса, надітого на шківи з натягом та передаючого колову силу за допомогою тертя.
Паси бувають: плоскі, клинові, поліклинові, круглі та зубчасті.
Області застосування:
- Будівельні машини та обладнання;
- Транспортуючі машини;
- Прилади верстатів;
- Приводи сг. машин та в деяких приладах.
Переваги: плавність та безшумність роботи; можливість передавати потужності на значну відстань; можливість плавного пуску із приводом пасової передачі; простота конструкції та обслуговування.
Недоліки: несталість передаточного числа завдяки проковзуванню паса відносно шківів; відносно великі габарити передачі; великі навантаження на
вали та їхні опори.
Розрахунок пасових передач проводиться в дав етапи: перший – проектний розрахунок, з метою визначення геометричних параметрів передачі;другий – перевірочний розрахунок пасів на міцність.
2.2 Проектний розрахунок
2.2.1. Вибираємо переріз паса за монограмою
В залежності від потужності і частоти обертання та перерізу паса В
2.2.2. Визначаємо мінімально допустимий діаметр валу шківа за
таблицею9-10 стр.34 , табл.37
мм d1min=200
мм
де – довжина паса умовної клинової передачі.
2.2.3. Визначаємо діаметр ведучого шківа
де
Отримане значення округлюємо до стандартного.
2.2.4. Визначаємо фактичне передаточне число
2.2.5. Визначаємо відхилення від
Умова виконується.
Розрахунокова схема клинопасової передачі
2.2.6. Визначаємо орієнтовану міжосьову відстань
Міжосьова відстань
де – коефіцієнт який приймається в залежності від передаточного числа для
2.2.7. Визначаємо розрахункову довжину паса
Приймаємо згідно з стандартом
2.2.8 Уточнюємо міжосьову відстань
2.2.9. Визначаємо кут обхвату пасом ведучого шківа
>120
2.2.10. Визначаємо швидкість паса
2.2.11. Визначаємо допустиму частоту пробігів паса
<[v]=30
Це гарантує строк роботи в межах 1000-5000 год.
2.2.12. Допустима потужність яка передається одним пасом
За табл.11 ст.37
[P0]=5,8
За табл.. 12 ст.38
Ср=1
С =0,89
Сl=0,89
Cz=0.95
[P]=[P0]∙Cp∙C ∙Cl∙Cz=5,8∙1∙0.89∙0.89∙0.95=4,37кВт
2.2.13.Визначаємо потрібне число пасів
Z=
Приймаємо Z=4.
2.2.14.Визначаємо силу попереднього натягу F0,H одного клинового паса
F0=
2.2.15.Визначаємо колову силу ,яка передає комплект клинових пасів F1,H
Ft(H)
2.2.16. Сила натягу у вітках паса:
F1 =(H)
F2=
2.2.17. Сила тиску на вал комплектів пасів:
Q=2∙F0∙z∙sin2∙315,6∙4∙sin70.5°=2373,312(H)
2.218. Розрахунок ресурсу паса:
Lhp=Lhcp∙k1∙k2=2000∙1∙1=2000(год)
2.2.18. Визначаємо потрібне число замін пасів за експлуатаційний період
L=365∙Lт.с∙24∙kp∙kg=365∙6∙24∙0.6∙0.6=18921,6(год.)
2.2.19.Визначаємо потрібне число пасів на весь строк експлуатації:
Ze=z∙n3=4∙10=40
2.20.Перевіряємо міцність 1 клинового паса за максимальним напруженням у перерізі вітки пасу(рис.19)
Умова виконується, тому діаметр ведучого шківа та переріз паса залишаємо сталими.
2.2.21 Основні геометричні параметри шківів(рис.17.)
dpl=d1=200
dp2=d2=600
2.Зовнішні діаметри шківів
dе1 = d р1 + 2b = 200 + 2·5.7 = 211.4мм,
dе2 = d р2 + 2b = 600 + 2·5.7 =611.4 мм,
3.Ширина ведучого М1 та веденого М2 шківів
М = М1 = М2 = (n - 1)·е + 2f = (4 - 1)25.5 + 2·17 = 110.5 мм;
4.Товщина ободу:
- чавунних шківів (U30 м/с):
δчав = (1,1…1,3)h= 1,2·14.3= 17.16 мм;
- сталевих шківів (U30 м/с):
δст=0.8· δчав=0.8·17.16=13.728мм;
5.Діаметр маточини:
- чавунних шківів:
dмат1 = 1.6d + 10=1.6∙9,6+10=25,36
де d – діаметр отвору у маточині під вал, мм:
d1 ≥ (160…130)
де Р1 – потужність, що передається 1-им шківом, кВт;
n1 – частота обертання 1-го шківа, хв-1;
- сталевих шківів:
dмат = 1.5d + 10 =1.5·9,6+10=24,4;
6. Довжина маточини орієнтовно
lмат=(1.2…1.5)d=1.3·9,6+10=22,48.
7.Товщина диску шкивів
С = (1,2…1,3)δ = 1,25·13.728 = 17.16 мм;
Приймаємо С = 10 мм;
Елементи клинопасової передачі
Епюри напружень у перерізах клинового паса
|
Параметри |
Значення |
Параметри |
Значення |
|
Тип паса |
Клиновий |
Сила попереднього натягу паса F0,H |
315.6 |
|
Переріз паса |
В |
Колова сила , що передаеться комплектом пасів Ft,H |
1490 |
|
Плаща перерізу паса А,мм2 |
230 |
Сила тиску на вал Q,H |
2373.312 |
|
Кількість пасів Z |
4 |
Сила натягу ведучої гілки F1,H |
501.85 |
|
Міжосьова відстань а, мм |
600 |
Сила натягу ведучої гілки паса F2,H |
129.35 |
|
Довжина паса l,мм |
2500 |
Початкове напруження паса ,Н/мм |
25254 |
|
Кут обхвату малого шківа α,мм |
141 |
Напруження розтягу , Н/мм |
|
|
Число пробігів паса U,c-1 |
10.1 |
Напруження згину , Н/мм |
|
|
Діаметер ведучого шківа d1,мм |
200 |
Напруження від відцентрових сил , Н/мм |
|
|
Діаметер ведучого шківа d2,мм |
600 |
Максимальне напруження , Н/мм |
\
3.Розрахунок зубчастих передач.
3.1.Вихідні дані:
Обертовий момент на тихохідному валу редукттора:
TII=95.54(H*m)
TIII=592.88(H*m)
TIIII=2813.28(H*m)
Передаточне число редуктора:
Uред=U3-4*U5-6=4.9*6.3=30.87
Передаточні числа :
Швидкохідного ступеня U3-4=6.3
Тихохідного ступеня U5-6=4.9
рад/с
рад/
рад/с
Консольне навантаження на швидкохідному валу редуктора від натягу пасів клинопасової передачі
Q=1081.8(H)
За обертовим моментом на тихохідному валу (T4=2813.28) , перед числом редуктора( Uред=30.87) та консольн. навантаженням на валу (Q=1081.8) підбираємо двоступінчастий циліндричний редуктор:
Ц2У-250
3.1.Розрахунок швидкохідного ступеня редуктора
1.Визначаємо орієнтовне значення нормального модуля швидкохідного ступеня редуктора
mn=(0.01…0.02)*aw шв=(0.01…0.02)*125=1.25…2.5(мм)
Приймаємо стандарт модуля: mn=2.5(мм)
2.Визначаэмо коловий модуль:
3.
Приймаемо zc=103
4.Визначаємо число зубців шестерні:
5.Визначаємо число зубців колеса
Z4=zc-z3=103.-14=89
6.Визначаємо (уточнюємо) значення колового модуля
7.Визначаємо кут нахилу зубців
8.Визнвчаємо геометричні параметри шестерні і колеса:
- ділильні діаметри :
- Діаметри вершин зубців
- Діаметри вершин зубців:
9.Перевіряємо значення міжосьової відстані швидкохідного ступеня редуктора
awшв=0.5(d3+d4)=0.5*(43,9+276,5)=160,2(мм)
10.
11.Сили що діють :
- колова сила:
-радиальна сила:
-осьова сила:
.Розрахуно тихідного ступеня редуктора
1.Визначаємо орієнтовне значення нормального модуля швидкохідного ступеня редуктора
mn=(0.01…0.02)*aw шв=(0.01…0.02)*200=2…4(мм)
Приймаємо стандарт модуля: mn=4 (мм)
2.Визначаэмо коловий модуль:
3.
Приймаемо zc=99
4.Визначаємо число зубців шестерні:
5.Визначаємо число зубців колеса
Z4=zc-z3=99-17=82
6.Визначаємо (уточнюємо) значення колового модуля
7.Визначаємо кут нахилу зубців
8.Визнвчаємо геометричні параметри шестерні і колеса:
- ділильні діаметри :
- Діаметри вершин зубців
- Діаметри вершин зубців:
9.Перевіряємо значення міжосьової відстані швидкохідного ступеня редуктора
awшв=0.5(d3+d4)=0.5*(68,68+331,28)=199,98(мм)
10.
11.Сили що діють :
- колова сила:
-радиальна сила:
-осьова сила:
Сили що діють у зачепленні зубчастих коліс
Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі
|
Проектний розрахунок |
|||
|
Параметр |
Значення |
Параметр |
Значення |
|
Міжосьова відстань аω |
160,2мм |
Кут нахилу зубців β |
15,0719 |
|
Модуль значення m |
3мм |
Діаметр ділильного кола: -шестерні d1 -колеса d2 |
43,9мм 276,5мм |
|
Ширина вінчастого вінця -шестерні в1 - колеса в2 |
45мм 40 мм |
Діаметр кола вершин зубців:
|
49,9мм 282,5мм |
|
Число зубців -шестерні z1 -колеса z2 |
14мм 89мм |
Діаметр кола впадин зубців:
|
36,4мм 269мм |
|
Вид зубців |
312. Ширина зубчатого вінця колеса та шестерні.
де
4. Проектування валів
Вихідні дані:
4.1.обертовий момент на швидкохідному валу редуктора
2.Обертовий момент на проміжку валу:
3.Обертовий момент на тихохідному валу:
4.Матиріал валів:
Для валів вибираємо сталь 40Х (легована сталь хрому) діаметри валів розраховуємо з умови міцності на кручення. Попередньо визначаємо діаметри для перерізів валів під зубчатими колесами. Оскільки, в цих перерізах одночасно діють крутний і обертальний моменти, і діаметри цих перерізів знаходимо за заниженими допустимими напруженнями ([τ]=20…25мПа, τ=20кПа.
4.2. Проектування швидкісного вала.
За Ц2У-250: dш=30мм
dш=35мм
4.3. Проектування проміжного вала.
За Ц2У-250: dв=50мм
dп=55мм
4.4.Розміри тихохідного валу:
За Ц2У-250: dв=88мм
dп=90мм
5. Підшипники.
5.1. Для швидкісного валу редуктора позначаємо підшипники:
№7609
- внутрішній діаметр підшипника d=9*5=45мм
- серія – 6 – середня широка;
- тип – 7 – роликовий конічний;
- габаритні розміри:
d=45; D=; T=; B=; Gr=кН.
5.2. Для проміжного валу:
№7612
- внутрішній діаметр підшипника d=12*5=60мм
- серія – 6 – середня широка;
- тип – 7 – роликовий конічний;
- габаритні розміри:
d=60;
D=; T=; B=; Gr=кН.
5.3. Для тихохідного валу:
№7518
- внутрішній діаметр підшипника d=18*5=90мм
- серія – 5 – легка широка;
- тип – 7 – роликовий конічний;
- габаритні розміри:
d=90; D=; T=; B=; Gr=кН.
6. Підбір муфти
обчислюється за розрахунковим обертовим моментом
Тр = Км*Т = 2813,28*1.25 = 3516.6 де Т=ТIV
Км - коеф. що врах. короткочасні перевантаження або режим роботи
Км=1.25
За розрахунковим моментом, та діаметром вихідного кінця тихохідного валу редуктора підбир. Муфту пружну втулково пальцеву (МПВП)з розмірами
( Рисунок 5.1 табл. 15 стр.)
Для d2=70-75:
α=288; D=250; β=2-8; lb=44; D1=190
αn=24: ln=52; Z=10; Dp=45; Tp=2000;
ώmax =234; різьба М16
7. Вибір полів допуску та посадок з´єднанних деталей редуктора
- Внутрішні кільця підшипників встановлюються на вали з полем допуску К6
- Навантаженні кільця підшипників встановлюються у корпус з полем допуску Н7
- Шестерню та зубчасті колеса з´єднуєм з валом з посадкою Н7/р6
8.Вибір змазки зачеплення й підшипників
- Змазка зубчастих коліс виконується зануренням їх у мастило, яке заливається у середину корпусу редуктора. В залежності від швидкості ковзання V = 15,07 м/с рекомендована в’язкість мастила γ = 20 ссм. Обираємо мастило трансміссіонне автотракторне зимове.
- Змазка підшипників консистентна. У якості змазки приймаємо змазку
Жирова 1-13 ДОСТ 1631 – 68.
9.Вибір змазки зачеплення й підшипників
- Змазка зубчастих коліс виконується зануренням їх у мастило, яке заливається у середину корпусу редуктора. В залежності від швидкості ковзання V = 12,34 м/с рекомендована в’язкість мастила γ = 20 ссм. Обираємо мастило трансміссіонне автотракторне зимове.
- Змазка підшипників консистентна. У якості змазки приймаємо змазку
Жирова 1-13 ДОСТ 1631 – 68.
Література:
- А. Е Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, машиностроение 1987 г.
- П. Г. Гузенков, Справочник к расчётам деталей машин, М, «Высшая школа» 1968 г.
- Методические указания по деталям машин. Харьков, ХИСИ, 1991 г.
- Методичні вказівки по деталям машин. Харків, ХДТУБА, 2006 р.
- М. Н. Іванов «Детали машин» - курсовое проектирование,
М: «Высшая шко
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
одпись
Дата
Лист
1
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
ПД.064.00.00.000.ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
12
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
13
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
14
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
15
2. Принципы психодиагностики группового субъекта
3. Экология ~ылымыны~ даму тарихы
4. острые редко хронические неконтагиозные заболевания возникающие при употреблении пищи массивно обсемен
5. і. Сутність і структура політики як суспільного явища
6. Правотворчество
7. Одно Её лицо знание другое опыт
8. Тема- Ценовая политика предприятия
9. Сталь 23ХГС2МФЛ
10. Экоформа существует на рынке с 2004 года
11. Рассеянный склероз (демиелинизирующие заболевания)
12. ВАЛ C ПОМОЩЬЮ ПРИКЛАДНЫХ БИБЛИОТЕК- SHFT~2D И SHFT~3D.
13. Документы, фиксирующие юридические факты
14. Аэрокосмический Кафедра Гидравлика и гидропневмосистемы ОТЧЕТ по учебной п
15. Лекции по дисциплине Информатики и программирование Автор ' Шульга Т
16. ОСОБЕННОСТИ НАРУШЕНИЙ РЕЧИ У ДОШКОЛЬНИКОВ С ЗПР
17. Тема 2 Занятие 2 Система сотовой связи UMTS В связи с широким распространением сети Интернет весьма акт
18. Бизнесинкубатор именуемое в дальнейшем Исполнитель в лице директора Климонова Михаила Сергеевича дей
19. Владимир Николаевич Корнилов
20. Бухгалтерский учет расчетов с покупателями и заказчиками