126246 (Проектирование привода к барабану гранулятора)
Описание файла
Документ из архива "Проектирование привода к барабану гранулятора", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "126246"
Текст из документа "126246"
Размещено на http://www.allbest.ru/
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
ГОУВПО
«Ивановский государственный химико-технологический университет»
кафедра «Механика»
«Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту по механике»
Выполнил: студент гр.3-31 Чуловский А.Л.
Проверил: Киселёв Б.Р.
Иваново,2005
1. Задание
Спроектировать привод к барабану гранулятору. Мощность на рабочем валу 35 кВт. Частота вращения рабочего вала 15об/мин.
2. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя
2.1 Общее передаточное число привода:
где
nс – синхронная частота вращения вала электродвигателя
nрв – частота вращения рабочего вала
Выбираем двухступенчатый редуктор с открытой цепной передачей.
2.2 Общее передаточное число разбиваем по ступеням механических передач:
где
Uпр – общее передаточное число привода
Uцп – передаточное число цепной передачи
Uр - передаточное число редуктора
2.3 Определяем общий КПД привода:
где
- КПД закрытой зубчатой передачи
- КПД подшипников качения
- КПД открытой цепной передачи
2.4 Расчетная мощность электродвигателя равна:
2.5 Выбираем электродвигатель, таким образом, чтобы фактическая перегрузка двигателя не превышала 5%, а недогрузка – 15%:
Выбираем двигатель 4А250M8УЗ. Для этого двигателя:
S=1.4% - номинальное скольжение
N=45 кВт - мощность электродвигателя
n=750 об/мин – синхронная частота вращения
Выбранный электродвигатель подходит, т.к. значение недогрузки укладывается в установленный интервал.
4А250M8УЗ
4 – порядковый номер серии
А – асинхронный
250 – высота оси вращения
M – установочный размер по длине страницы
8 – число полюсов
УЗ – работа в зоне с умеренным климатом
l1=170мм l10=368мм l2=140мм l30=1170мм l31=190мм l33=1350мм d1=75мм d10=24мм d2=65мм d30=660мм d33=64мм h=280мм h1=14мм h2=11мм h10=30мм h33=700мм h5=85.0мм h6=69.5мм b1=22мм b10=457мм b2=16мм m=785кг
2.6 Асинхронная частота вращения вала электродвигателя равна
где
nс – синхронная частота вращения вала электродвигателя
S – номинальное скольжение
2.7 Уточняем передаточное отношение
Принимаем U/цп равным 2.5
Так как отклонение от исходного параметра скорости 1,4% < 3%, то принимаю Uцп=2,5
2.8 Определим моменты на валах
2.9 Определим скорости на валах:
3. Расчёт закрытых цилиндрических зубчатых передач
3.1 Расчёт первой ступени
3.1.1 Выбор материала
Выбираю материал шестерни – Сталь 45+улучшение по ГОСТ 1050-88 с твердостью НВ1300 [1], материал колеса 45+улучшение по ГОСТ 4543-71 с твердостью НВ1280 [1]. Так как шестерня воспринимает большое число циклов нагружения, поэтому твердость материала шестерни выбирают больше, чем колеса и дальнейший расчёт производят по колесу.
3.1.2 Расчёт первой ступени по контактным напряжениям
3.1.2.1 Определение допускаемого контактного напряжения
предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов нагружения, МПа;
[1];
Определим время работы передачи,
ресурс работы машины в годах, 12лет;
число рабочих дней в году, 300дней;
число смен, 2 смены;
продолжительность работы за смену, 8 часов;
коэффициент долговечности, так как ресурс работы данной машины предусмотрен более 10000 часов, зубчатые колёса имеют твердость поверхности зубьев < НВ550 и частота вращения n.8,3об/мин, принимаю
[1];
коэффициент безопасности, так как колесо с однородной структурой материала и получено улучшением, принимаю
[1];
3.1.2.2 Определение ориентировочного межосевого расстояния
исходный крутящий момент;
коэффициент зависящий от вида передачи, так как в моём случае прямозубая передача, то принимаю
[1];
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;
коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, зависит от расположения колёс относительно опор и от твёрдости материала, так как нагрузка несимметричная и твёрдость < НВ350, то принимаю
[1];
коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра;
При принимаю [1];
3.1.2.3 Выбираю модуль в интервале
выбираю модуль и согласую с ГОСТ 9563-60
3.1.2.4 Определение суммарного числа зубьев
3.1.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса
принимаю
3.1.2.6 Уточняем межосевое расстояние
Принимаем, значение , которое является стандартным и соответствует ГОСТ 2185-66 [1].
3.1.2.7 Определение параметров зубчатых колёс в соответствии с ГОСТ 16532-70
Таблица 3.1. Основные параметры зубчатых колёс.
Параметр | Обозначения | Расчетные формулы | Шестерня | Колесо |
Модуль |
|
| 4 | |
Делительный диаметр |
|
| 104 | 416 |
Диаметр вершин зубьев |
|
| 112 | 424 |
Диаметр впадин зубьев |
|
| 94 | 406 |
Шаг |
|
| 12,56 | |
Окружная толщина зубьев |
|
| 6,28 | |
Ширина впадин зубьев |
|
| 6,28 | |
Высота зуба |
|
| 9 | |
Высота ножки зуба |
|
| 5 | |
Высота головки зуба |
|
| 4 | |
Радиальный зазор |
|
| 1 | |
Ширина венца |
|
| 104 | 100 |
Межосевое расстояние |
|
| 250 |
3.1.2.8 Определение окружной скорости передачи
Задаю 8 степень точности изготовления зубчатой передачи в соответствии с ГОСТ 1643-81.
3.1.2.9 Определение сил действующих в зацеплении
окружная сила
радиальная сила
угол зацепления,
осевая сила
3.1.2.10 Проверка расчётных контактных напряжений
коэффициент формы сопряжённых поверхностей зуба, так как передача прямозубая, то ;
коэффициент суммарной длины контактных линий
коэффициент торцевого перекрытия
коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, так как прямозубая передача, то принимаю
[1];
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимаю
[1];
коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении, принимаю
[1];
Определим % недогрузки:
3.1.3 Расчёт первой ступени по изгибным напряжениям
3.1.3.1 Определение допускаемого напряжения изгиба
предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
коэффициент долговечности, так как n>6.66, то принимаю
[1];
коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении [1];
коэффициент безопасности,
;
коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи;
[1];
коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса;
(для поковок) [1];
коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений, зависит от модуля, так как модуль , то принимаю
[1];
3.1.3.2. Определение коэффициента формы зуба в соответствии с ГОСТ 21354-87, по известному числу зубьев
[1];
3.1.3.3 Определение отношения
Так как > , то расчёт по изгибным напряжениям производим по колесу.
3.1.3.4 Проверка расчётных изгибных напряжений
коэффициент формы зуба;
[1];
коэффициент наклона зуба;
, так как передача прямозубая;
момент на валу, ;
коэффициент распределения нагрузки между зубьями, при 8 степени точности принимаю
;
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при принимаю
[1];