Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Курсовой проект - Привод ленточного фильтра - файл пояснительная записка.docx


Курсовой проект - Привод ленточного фильтра
скачать (3045.9 kb.)

Доступные файлы (11):

Thumbs.db
пояснительная записка.docx1281kb.06.12.2010 19:29скачать
вид сверху.cdw
вал.cdw
колесо.cdw
Крышка.cdw
привод.cdw
Thumbs.db
входной вал.jpg1028kb.16.02.2010 21:17скачать
выходной вал.jpg1093kb.16.02.2010 21:10скачать
промежуточный вал.jpg1126kb.16.02.2010 23:40скачать

содержание
Загрузка...

пояснительная записка.docx

  1   2   3
Реклама MarketGid:
Загрузка...
Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Вятский государственный университет

Кафедра основ конструирования машин

Привод ленточного фильтра
Пояснительная записка
Курсовой проект

по дисциплине “Механика”

ТПЖА. 303100.15.05 ПЗ




Разработала студент гр. ____________________/ /

(подпись)

Руководитель _____________________ / /

(подпись)
Проект защищён с оценкой «________» «____»_____________2010 г.
Члены комиссии__________________(_________________________)
__________________(_________________________)
__________________(_________________________)

2010



Реферат
________________(ФИО студента), Привод ленточного фильтра; ТПЖА 303100.15.05 ПЗ: Курсовой проект__________(название университета), кафедра _______; руководитель ___________ – 2010. – Графическая часть __л. (формат А1, А3); ПЗ 54с. (формат А4); таблиц 6; источников 6; спецификации 4 л.


ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ФИЛЬТРА, ВАЛ БЫСТРОХОДНЫЙ, ВАЛ ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ, ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ, РЕДУКТОР.


Цель работы – практическое освоение знаний, полученных при изучении дисциплины «Механика».

^ Объект исследования и разработки – привод ленточного фильтра.

В работе рассчитывалиськинематический расчет привода, расчет цепной передачи, расчет зубчатых цилиндрических передач, расчет валов,

подбор подшипников, расчёт шпонок, выбор системы смазки и смазочных материалов, расчет муфты.


Содержание


Введение................................................................................................................

4

1 Кинематический расчет привода.....................................................................

5

2 Расчёт цепной передачи...................................................................................

8

3 Расчет зубчатых цилиндрических передач …..…..........................................

12

3.1 Расчет тихоходной передачи..................................................................

12

3.2 Расчет быстроходной передачи……………………..…………………

18

4 Расчет валов.......................................................................................................

24

4.1 Предварительный расчет валов..............................................................

24

4.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов……………...

26

4.3 Расчет валов на усталостную прочность………...................................

30

5 Расчет подшипников качения…......................................................................

38

6 Расчет шпонок………………………...………………………........................

43

7 Выбор системы смазки и смазочных материалов ….....................................

47

8 Расчет муфты….................................................................................................

48

Заключение...........................................................................................................

49

Приложение А Библиографический список......................................................

50

Приложение Б Построение эпюр………………................................................

51




Введение
Курсовой проект – первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретает навыки практического приложения теоретических знаний.

Механические устройства, применяемые для передачи энергии от источника к потребителю с изменением угловой скорости или вида движения, смонтированные в отдельном корпусе, называются редукторами. Необходимость введения передачи между двигателем и производственной машиной объясняется тем, что источники энергии (двигатели) обычно работают в режиме высоких угловых скоростей, обеспечивающих им наибольшие мощность, КПД и малые габариты; угловая скорость производственных машин обычно отличается от угловой скорости вала двигателя. Редукторы – неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В курсовом проекте необходимо спроектировать привод ленточного фильтра. Простота конструкции редукторов такого типа обусловила широкое применение их в промышленности.

  1. 

  2. Кинематический расчет




    1. Определение мощности электродвигателя

1.1.1Требуемая мощность на выходе:

Ртр.вых.вых. . ωвых. (1.1)

Nвых. =

Твых. . ωвых.

1000

Твых. =

1000 . Nвых.

ωвых.

Твых. =

1000 . 3,2

= 565,89 Н.м

1,8π

(1.2)


(1.3)
Ртр.вых. =565,89 . 1,8π = 3200 Вт
1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Ртр.эл.дв. =

Ртр.вых.

ηобщ.

(1.4)
ηобщ. = ηмуфты . ηIпод. . ηзуб. . ηIIпод. . ηзуб. . ηIIIпод. . ηцеп. . ηIVпод. = ηмуфты . ηцеп.. η2зуб. . η4под.
ηобщ. = 0,99 . 0,94 . 0,982 . 0,994 = 0,8585

Ртр.эл.дв. =

3200

= 3727,43 Вт = 3,7 кВт

0,8585

1.2 Определение требуемой частоты вала электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой частоты выходного вала



ωвых.=

π . nтр.вых.

30

(1.5)

1.2.2 Определение требуемой частоты вала электродвигателя


1.3 Выбор электродвигателя

Pтр.эл.дв. = 3,7 кВт → Pтр.эл.дв. = 4 кВт

nтр.эл.дв. = 2850 мин-1
АИР 100S2/2850
Корректируем передаточное отношение:

(1.6)


Uпр. = Uред. . Uцеп. (1.7)
Uред. = Uб . Uт (1.8)

(1.9)
Стандартное значение: Uт = 3,55





Стандартное значение: Uб = 4

nэл.дв. = 2850 мин-1

nI = nэл.дв. = 2850 мин-1

1.4 Pтр.эл.дв. = 4 кВт

РI = Pтр.эл.дв. . ηмуфты . ηпод. = 4000 . 0,99 . 0,99 = 3920,4 Вт ≈ 3,92 кВт

РII = РI . ηзуб. . ηпод. = 3920,4 . 0,98 . 0,99 = 3803,6 Вт ≈ 3,8 кВт

РIII = РII . ηзуб. . ηпод. = 3803,6 . 0,98 . 0,99 = 3690,25 Вт ≈ 3,7 кВт

РIV = РIII . ηцеп. . ηпод. = 3690,25 . 0,94 . 0,99 = 3434,15 Вт ≈ 3,4 кВт
1.5 Угловые скорости


1.6 Вращающие моменты на валах

Таблица 1 – Кинематические и силовые характеристики валов

Валы

Частота вращения, мин-1

Угловая скорость, с-1

Мощность, Вт

Вращающий момент, Н . м

Передаточное число передач

Эл.дв.

2850

298,45

4000

13,4




I

2850

298,45

3920,4

13,14

Uб = 4

II

712,5

74,6

3803,6

50,99

Uт = 3,55

III

200,7

21

3690,25

175,73

Uцеп. = 3,71

IV

54,1

5,68

3434,15

604,6




  1. 

  2. Расчет цепной передачи




  1. Определение числа зубьев малой z1 и большой z2 звездочек


Uцеп. = 3,71

z1 = 23

z2 = 23 . 3,71 = 85,33 ≈ 85


  1. Определение предварительного шага цепи



(2.1)


Выбор шага цепи t

t = 25,4 мм

n1 = 200,7 мин-1

0] = 30 МПа


  1. Определение коэффициента эксплуатации


Кэ = Кд . Ка . Кн . Крег. . Кс . Креж. (2.2)

Кэ = 1,35 . 1 . 1 . 1,1 . 1,5 . 1 = 2, 23


  1. Определение расчетного шага цепи



(2.3)

t = 25,4 мм

0] = 30 МПа

ПР – 25,4 – 60

Fразр. = 60 кН

Аоп. = 180 мм2

q = 2,6 кг/м

  1. 

  2. Определение окружного усилия цепи



(2.4)




  1. Определение удельного давления в шарнирах цепи



(2.6)

Условие р ≤ [р0] выполняется


  1. Геометрические параметры цепной передачи

а = (30 … 50) . t

а = 40 . 25,4 = 1016 мм


(2.7)


Zц = 54 + 80 + 2,434 = 136,434 ≈ 138

L = Zц . t (2.8)

L = 138 . 25,4 = 3505,2 мм
Уточняем межосевое расстояние
(2.9)



мм ≈ 1 м

∆ = 0,004 . 1036,5 = 4,146


  1. Определение усилий в цепной передаче и коэффициента запаса прочности

Fq = Ff . a . q . g (2.10)

Fq = 6 . 1 . 2,6 . 9,8 = 152,88 Н

Fц = q . V2 – можно не учитывать, так как Fц мала (V = 12 м/с).

F1 = Ft + Fq + Fц (2.11)

F1 = 1888,434 + 152,88 = 2041,3 Н

Коэффициент запаса прочности


Условие n ≥ [n] выполняется

Fr = Ft . Кн (2.13)

Fr = 1888,434 . 1,15 = 2171,7 Н


  1. Геометрические параметры звездочек

Делительные диаметры звездочек:

ведущей:

(2.14)

мм

ведомой:

(2.15)

мм
Диаметры окружностей выступов:

ведущей:

De1 = t . (0,5 + ctg (1800/z1)) (2.16)

De1 = 25,4 . (0,5 + ctg (1800/23)) = 25,4 . (0,5 + ctg 7,826) = 25,4 . 8,59 = 218,186 мм

ведомой:

De2 = t . (0,5 + ctg (1800/z2)) (2.17)

De2 = 25,4 . (0,5 + ctg (1800/85)) = 25,4 . (0,5 + ctg 2,12) = 25,4 . 30,5 = =775,27 мм


Диаметры окружности впадин:

Di = dд – 2 . r (2.18)

r = 0,5025 . d1 + 0,05 = 0,5025 . 15,88 + 0,05 = 8 мм

Di1 = dд1 – 2 . r = 207,18 – 2 . 8 = 191,18 мм

Di2 = dд2 – 2 . r = 762,76 – 2 . 8 = 746,76 мм
^ Диаметр проточки:

Dc1 = t . ctg (1800/z1) – 1,3 . h (2.19)

Dc1 = 25,4 . ctg (1800/23) – 1,3 . 24,2 = 25,4 . 8,09 – 31,46 = 174,026 мм

Dc2 = t . ctg (1800/z2) – 1,3 . h

Dc2 = 25,4 . ctg (1800/85) – 1,3 . 24,2 = 25,4 . 30 – 31,46 = 730,54 мм
^ Ширина зуба звездочки:

В = 0,9 . В1 – 0,15 (2.20)

В = 0,9 . 15,88 – 0,15 = 14,14 мм
Радиус закругления зуба:

R = 1,7 . d1 (2.21)

R = 1,7 . 15,88 = 27 мм
Толщина обода:

δ = 1,5 . (De - dд) (2.22)

δ1 = 1,5 . (218,186 – 207,18) = 16,51 мм

δ2 = 1,5 . (775,27 – 762,76) = 18,765 мм
Толщина диска:

С = (1,2 … 1,3) . δ (2.23)

С1 = 1,25 . 16,51 = 20,64 мм

С2 = 1,25 . 18,765 = 23,456 мм


  1. Оптимизация расчетов цепных передач

  • ПР – 25,4 – 60

  • zp = 1

  • z1 = 23

  • z2 = 85

  • t = 25,4 мм

  • а = 1 м




  1. Условное обозначение цепей

Цепь приводная роликовая однорядная шага t = 25,4 мм с расстоянием между внутренними пластинами В1 = 15,88 мм и с разрушающей нагрузкой Fраз. = 60 кН
Цепь ПР – 25,4 – 60 ГОСТ 13568 – 97

  1. 

  2. Расчет зубчатых цилиндрических передач




  1. Исходные данные

L = 5 лет

Кг = 0,5

Кс = 0,25
Ресурс работы передачи:

t = L . 365 . Кг . 24 . Кс (3.1)

t = 5 . 365 . 0,5 . 24 . 0,25 = 5475 ч


  1. Условия работы зуба в зацеплении

Окружная сила:

≈, (3.2)

где dw и d – начальный и делительный диаметр колес
Радиальная сила:

Fr = Ft . tg aw, где aw = 200 – угол зацепления (3.3)


  1. Выбор материала и технологического метода упрочнения зубчатых колес

Принимаем для колес сталь 40XH улучшенную с твердостью 250HB, для шестерен сталь 40XH улучшенную с твердостью 280HB.
3.1 Расчет тихоходной передачи

  1. Определение допускаемых контактных напряжений

[σ]H = σHlim . ZN . ZR . ZV / SH (3.4)

, m = 6 (3.5)

NHO = 30 . 2,4 ≤ 12 . 107 (3.6)

NHE = 60 . n . t . () (3.7)
для шестерни:

NHO = 30 . 2802,4 = 2,24 . 107 < 12 . 107

NHE = 60 . 712,5 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 5,2 . 107

NHE > NHO => ZN = 1

Условие 1 ≤ ZN ≤ ZNmax выполняется

σHlim = 2 . + 70 = 2 . 280 + 70 = 630 МПа

[σ]H1 = МПа

для колеса:

NHO = 30 . 2502,4 = 1,7 . 107 < 12 . 107



NHE = 60 . 200,7 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 1,46 . 107

NHE < NHO

ZN = 2,6

Условие 1 ≤ ZN ≤ 2,6 выполняется

σHlim = 2 . + 70 = 2 . 250 + 70 = 570 МПа (3.8)

[σ]H2 = МПа

[σ]H = [σ]Hlim = 525 МПа


  1. Определение допускаемых напряжений изгиба

[σ]F = σFlim . YN . YR . YA/SF (3.9)

σFlim = 1,75 . (3.10)

YR = 1

YA = 1

SF = 1,7

, m = 6 (3.11)

NFO = 4 . 106

NFE = 60 . n . t . () (3.12)
для шестерни:

NFE = 60 . 712,5 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 5,2 . 107

NFE > NFO

YN = 1

Условие 1 ≤ YN ≤ 4 выполняется

[σ]Flim = 1,75 . 280 = 490 МПа

[σ]F1 = МПа

для колес:

NFE = 60 . 200,7 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 1,46 . 107

NFE > NFO

YN = 1

Условие 1 ≤ YN ≤ 4 выполняется

[σ]Flim = 1,75 . 250 = 437,5 МПа

[σ]F2 = МПа

  1. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость

3.1 предварительное значение межосевого расстояния
(3.13)

К = 10

Uт = 3,55

T1 = 50,99

мм

3.2 ориентировочное значение окружной скорости колес
м/с

3.3 значение межосевого расстояния


Ка = 450
КННV . КНβ . КНα (3.16)

КНV = 1,06

КНβ = 1

КНα = 1 + 0,06 . (nст - 5) ≤ 1,25; nст = 9

КНα = 1 + 0,06 . (9 - 5) = 1,24 < 1,25

КН = 1,06 . 1 . 1,24 = 1,3

мм

^ Стандартное значение: аw = 125 мм
3.4 предварительные основные размеры зубчатого колеса

делительный диаметр колеса:

d2 = 2 . aw . Uт/(Uт + 1)

d2 = 2 . 125 . 3,55/(3,55 + 1) = 195 мм
ширина зубчатого венца колеса:

3.5 определение модуля передачи

mmin ≤ m ≤ mmax

mmax ≈ 2 . aw / (17 . (Uт + 1)) ≈ 250/77,35 ≈ 3,2



mmin =

mmin =
Примем m = 1,5
3.6 определение суммарного числа зубьев передачи

Z = 2 . aw . cosβmin/m (3.18)

Z = 2 . 125 . cos00/1,5 = 166,6

Z = 166
3.7 определение числа зубьев колес и фактического передаточного числа
число зубьев шестерни:

z1 = z /(Uт + 1) ≥ z1min (3.19)

z1min = 17

z1 = 166 /4,55 = 36,48 ≥ z1min

z1 = 36 ≥ 17

передачу выполняем без смещения
число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = z - z1 (3.20)

z2 = 166 – 36 = 130


3.8 определение геометрических параметров колес
делительные диаметры шестерни:

мм

d2 = 2 . aw – d1 = 2 . 125 – 54 = 196 мм
диаметры окружности вершин da и впадин df зубьев:

da1 = d1 + 2 . (1 + X1 - Y) . m (3.22)
a = 0,5 . m . (z2 + z1) (3.24)

a = 0,5 . 1,5 . 166 = 124,5
da1 = 54 + 2 . (1 + 1,0 + 0,33) . 1,5 = 57,99 мм

df1 = d1 - 2 . (1,25 - X1) . m = 54 - 2 . (1,25 - 0) . 1,5 = 50,25 мм

da2 = d2 + 2 . (1 + X1 - Y) . m = 196 + 2 . (1 – 0 + 0,33) . 1,5 = = 199,99 мм

df2 = d2 - 2 . (1,25 – X2) . m = 196 - 2 . (1,25 - 0) . 1,5 = 192,25 мм

bш = b2 + 2 . m

b2 = 39 мм

bш = 39 + 2 . 1,5 = 42 мм
3.9 определение размеров заготовок

Дзаг.1 = da1 + 6 мм = 57,99 + 6 = 63,99 мм; Дпр. = 315

63,99 < 315

Sзаг.1 = b2 + 4 мм = 39 + 4 = 43 мм; Sпр. = 200

43 < 200
3.10 проверка зубьев колес по контактным напряжениям

, z σ = 9600 (3.25)

МПа

521,6 МПа ≤ 525 МПа


  1. Расчет зубчатых колес на выносливость при изгибе

≈ Н

Fr = Ft . tg aw = 1888,5 . tg200 = 1888,5 . 0,364 = 687,4 Н

Fa = 0 Н
Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

≤ [σ]F2 (3.26)

КF = КFV . КFβ . К = 1,11 . 1 . 1,24 = 1,38 (3.27)

YF1 = 3,75

YF2 = 3,59

(3.28)


Yβ = 1

Yε = 1

МПа ≤ [σ]F2

[σ]F2 = 257,35 МПа
в зубьях шестерни:

σF1 = σF2 . [σ]F1

σF1 = 159,9 . МПа ≤ [σ]F1

[σ]F1 = 288,2 МПа


  1. Проверочный расчет на прочность зубчатых передач при действии пиковой нагрузки

(3.29)

МПа

= 2,8 . σт = 2,8 . 630 = 1764 МПа

Условие σНmax ≤ [σ]Hmax выполняется
= σF . Кпер. (3.30)



σFlim1 = 490 МПа; σFlim2 = 437,5 МПа

YNmax = 4

Кst = 1,2

Sst = 2


= 167 . 1,4 = 233,8 МПа ≤ 1176 МПа

= 159,9 . 1,4 = 223,86 МПа ≤ 1050 МПа

    1. 

    2. Расчет быстроходной передачи

Для расчета используем формулы (3.4) – (3.31)

  1. Определение допускаемых контактных напряжений

[σ]H = σHlim . ZN . ZR . ZV / SH

, m = 6

NHO = 30 . 2,4 ≤ 12 . 107

NHE = 60 . n . t . ()


  1. NHO = 30 . 2802,4 = 2,24 . 107 < 12 . 107

NHE = 60 . 712,5 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 5,2 . 107

NHE > NHO => ZN = 1

Условие 1 ≤ ZN ≤ ZNmax выполняется

σHlim = 2 . + 70 = 2 . 280 + 70 = 630 МПа

[σ]H1 = МПа

2 NHO = 30 . 2502,4 = 1,7 . 107 < 12 . 107

NHE = 60 . 2850 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 2,1 . 108

NHE > NHO

ZN = 1

Условие 1 ≤ ZN ≤ ZNmax выполняется

σHlim = 2 . + 70 = 2 . 250 + 70 = 570 МПа

[σ]H2 = МПа

[σ]H = [σ]Hlim = 475 МПа


  1. Определение допускаемых напряжений изгиба

[σ]F = σFlim . YN . YR . YA/SF

σFlim = 1,75 . НВ

YR = 1

YA = 1

SF = 1,7

, m = 6

NFO = 4 . 106

NFE = 60 . n . t . ()


  1. NFE = 60 . 712,5 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 5,2 . 107

NFE > NFO

YN = 1

Условие 1 ≤ YN ≤ 4 выполняется




[σ]Flim = 1,75 . 280 = 490 МПа

[σ]F1 = МПа

2 NFE = 60 . 2850 . 5475 . (0,2 + 0,014 + 0,0078) = 2,1 . 108

NFE > NFO

YN = 1

Условие 1 ≤ YN ≤ 4 выполняется

[σ]Flim = 1,75 . 250 = 437,5 МПа

[σ]F2 = МПа


  1. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость

3.1 предварительное значение межосевого расстояния

К = 10

Uб = 4

T1 = 13,14

мм

3.2 ориентировочное значение окружной скорости колес
м/с

3.3 значение межосевого расстояния
Ка = 450
КННV . КНβ . КНα

КНV = 1,15

КНβ = 1

КНα = 1 + 0,06 . (nст - 5) ≤ 1,25; nст = 8

КНα = 1 + 0,06 . (8 - 5) = 1,18 < 1,25

КН = 1,15 . 1 . 1,18 = 1,36

мм

^ Стандартное значение: аw = 90 мм


3.4 предварительные основные размеры зубчатого колеса

делительный диаметр колеса:

d2 = 2 . aw . Uб/(Uб + 1)

d2 = 2 . 90 . 4/5 = 144 мм
ширина зубчатого венца колеса:


b2 = 29 мм
3.5 определение модуля передачи

mmin ≤ m ≤ mmax

mmax ≈ 2 . aw / (17 . (Uб + 1)) ≈ 180/85 ≈2,12

mmin =

mmin =
Примем m = 1,25
3.6 определение суммарного числа зубьев передачи

Z = 2 . aw . cosβmin/m

Z = 2 . 90 . cos00/1,25 = 144
3.7 определение числа зубьев колес и фактического передаточного числа
z1 = z /(Uб + 1) ≥ z1min

z1min = 17

z1 = 144 /5 = 28,8

z1 = 29 ≥ 17

передачу выполняем без смещения
z2 = z - z1

z2 = 144 – 29 = 115


3.8 определение геометрических параметров колес
делительные диаметры шестерни:



мм

d2 = 2 . aw – d1 = 2 . 90 – 36,25 = 143,75 мм
диаметры окружности вершин da и впадин df зубьев:

da1 = d1 + 2 . (1 + X1 - Y) . m
a = 0,5 . m . (z2 + z1)

a = 0,5 . 1,25 . 144 = 90
da1 = 36,25 + 2 . 1 . 1,25 = 38,75 мм

df1 = d1 - 2 . (1,25 - X1) . m = 36,25 - 2 . (1,25 - 0) . 1,25 = 33,125 мм

da2 = d2 + 2 . (1 + X2 - Y) . m = 143,75 + 2 . 1. 1,25 = 146,25 мм

df2 = d2 - 2 . (1,25 – X2) . m = 143,75 - 2 . 1,25 . 1,25 = 140,625 мм

bш = b2 + 2 . m

b2 = 29 мм

bш = 29 + 2 . 1,25 = 31,5 мм


3.9 определение размеров заготовок

Дзаг.1 = da1 + 6 мм = 38,75 + 6 = 44,75 мм; Дпр. = 315

44,75 < 315

Sзаг.1 = b2 + 4 мм = 29 + 4 = 33 мм; Sпр. = 200

33 < 200
3.10 проверка зубьев колес по контактным напряжениям

, z σ = 9600

МПа

464,8 МПа ≤ 475 МПа


  1. Расчет зубчатых колес на выносливость при изгибе

≈ Н

Fr = Ft . tgaw = 725 . tg200 = 725 . 0,364 = 263,9 Н
Fa = 0 Н

  1   2   3



Скачать файл (3045.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru