124246 (689940)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

Содержание

Введение

1.Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

1.2 Определение мощности на валах ,частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

2.Расчет передач

2.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

2.2 Расчет закрытой ортогональной конической передачи

2.3 Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступени

3.Расчет валов

3.1 Расчет быстроходного вала

3.1.1 Материалы и термообработка валов

3.1.2 Проектный расчет валов

3.1.3 Проверочный расчет валов

3.2.Расчет промежуточного вала

3.2.1 Материалы и термообработка валов

3.2.2 Проектный расчет валов

3.2.3 Проверочный расчет валов

3.3.Расчет промежуточного вала

3.3.1 Материалы и термообработка валов

3.3.2 Проектный расчет валов

3.3.3 Проверочный расчет валов

3.4.Расчет тихоходного вала

3.4.1 Материалы и термообработка валов

3.4.2 Проектный расчет валов

3.4.3 Проверочный расчет валов

4.Расчет и подбор подшипников

4.1.Расчет подшипников быстроходного вала

4.1.1 Выбор типа подшипников

4.1.2 Расчет подшипника

4.2.Расчет подшипников промежуточного вала

4.2.1 Выбор типа подшипников

4.2.2 Расчет подшипников

4.3.Расчет подшипников промежуточного вала

4.3.1 Выбор типа подшипников

4.3.2 Расчет подшипника

4.4.Расчет подшипников тихоходного вала

4.4.1 Выбор типа подшипников

4.4.2 Расчет подшипника

5.Расчет шпоночных соединений

5.1 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

5.3.1 Расчет соединения вал-ступица колеса

5.4 Расчет соединения вал-муфта

5.4.1 Расчет соединения вал-муфта на быстроходном валу

5.4.2 Расчет соединения вал-муфта на тихоходном валу

6.Подбор муфты

6.1 Подбор муфты на тихоходный вал

6.2 Подбор муфты на быстроходный вал

7.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Литература

Введение

Проектный расчет цепного конвейера включает в себя электродвигатель АИР 71В2 ТУ 16-525.564-84 исполнение 1081, крутящий момент которого передается через муфту упругую со звездочкой 31,5-18-1-22-1 УЗ ГОСТ 14084-76 на редуктор. С помощью редуктора увеличивается крутящий момент и уменьшается частота вращения на приводном валу. От редуктора крутящий момент передается через муфту цепную 250-40-1,1 ГОСТ 20742-75 на тяговую звездочку. Электродвигатель с редуктором устанавливаются на раму изготовленной из швеллеров.

Станция приводная служит для привода цепного конвейера.

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

Исходные данные

Р_эд - мощность электродвигателя, кВт

n_эд-частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

U_общ – передаточное число редуктора

Р_эд = 1,1 кВт

n_эд = 2805 мин^-1

U_общ = 50

1.1 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

Рассмотрим коническо-цилиндрическую часть как редуктор.

U_т = 1,1U_ред=1,1 = 7,78

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_т = 8 [1]

U_б = 2,5 [1]

U_к.ц. = 82,5=20= U_т

U_б = U_ред/U_т = 50/20 = 2,5

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_б^ст = 2,5

Назначим электродвигатель 71В2 ТУ16-525.564-84. Исполнение 1081. Р_эд=1,1кВт, n=2805мин^-1

1.2 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P₁ = P_э ף_м =1,1 0,98 = 0,98 кВт

P₂ = P₁ ף_ц.п. = 1,078 0,97 = 1,046 кВт

P₃ = P₂ ף_к.п. = 1,046 0,96 = 1,004 кВт

P₄ = P₃ ף_ц.п. = 1,004 0,97 = 0,974 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя. Если вал редуктора непосредственно соединяется с валом электродвигателя, то

n₁ = n_э =2805 мин^-1

n₂ = n₁ /u₂ = 2805/2.5 = 1122 мин^-1

n₃ = n₂ /u₃ = 1122/2,5 = 448,8 мин^-1

n₄ = n₃ /u₄ = 448,8/8 = 56,1 мин^-1

Крутящие моменты определяются по формуле:

T_i = 9550 P_i/n_i, Нм

где T_i - крутящий момент на i-том валу, Н • м;

Р_i - мощность на i-том валу, кВт;

n - частота вращения i-того вала, мин^-1

T₁ = 9550 P₁/n₁ = 9550 1,078/2805 = 3,67. Нм

T₂ = 9550 P₂/n₂ = 9550 11,046/1122 =8,9 Нм

T₃ = 9550 P₃/n₃ = 9550 1,004/448,8 = 21,364. Нм

T₄ = 9550 P₄/n₄ = 9550 0,974/56,1 = 165,806 Нм

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1. Результаты расчётов.

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Исходные данные:

T₁ = 21,36 Нм;

Т_г = 165,81 Нм;

n₁ = 448,8 мин^-1

n₂ = 56,1 мин^-1

u = 8

L = 5 лет

К_с = 0,33 [1]

K_Г = 0,5 [1]

Выбор материала и термической обработки колес.

Шестерня -Сталь 45 -улучшение, Н = 269-302 НВ

Колесо -Сталь 45 - улучшение, Н =235-262НВ

Определение допускаемых напряжений

Определяем срок службы передачи

Срок службы передачи t_Σ, ч, определяют по формуле:

t_Σ = L 365 K_г 24 К_с = 53650,5240,33 = 7227 часов

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

[σ]_HO допускаемое напряжение, МПа, определяется по формуле:

[σ]_H = [σ]_HO Z_N

где [σ]_HO базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N -коэффициент долговечности

Базовые допускаемые напряжения [σ]_HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле:

[σ]_HO = σ_Hlim Z_R Z_V/S_H,

где σ_Hlim - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей Z_R= 0,95;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости,Z_V = 1 [1]

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H =1,2 - при однородной структуре материала;

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

Z_N = N_HO/N_HE>1,

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, т=6.

Базовое число циклов нагружения N_HO принимается равным

N_HO = HB³ < 1210⁷

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется по зависимости:

N_HE = 60 n t ( T_i /T_H)^m/2 t_i/t =60 n t (a₁b₁³ + a₂b₂³ + a₃b₃³)

где a, b - коэффициенты с графика нагрузки

Шестерня

[σ]_HO = (2285,5+70)0,951/1,2 = 507,5МПа

N_HO = 285,5³ = 2,3310⁷

N_HЕ = 60448,87227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) = 7,2710⁷МПа

Z_N = 1,т.к. N_HЕ>N_HО

[σ]_H1 = 507,5Мпа

Колесо

[σ]_HO = (2248,5+70)0,951/1,2 = 448,9Мпа

N_HO = 248,5³ = 1,5310⁷

N_HE =6056,17227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) =8,2710⁶

Z_N = =1,36

[σ]_H2 = 448,91,36 = 610,5Мпа

За расчётное принимаем наименьшее

[σ]_H1 = 507,5Мпа

Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F, МПа, определяется по формуле:

[σ]_F = [σ]_FО Y_A Y_N

где [σ]_FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

Y_A - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: Y_A=1[1]

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]_FО для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле:

[σ]_FО = σ_FimY_RY_XY_б/S_F

где σ_Fim - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

Коэффициент долговечности Y_N определяют как:

Y_N= N_FO/N_FE>1

где N_FO - базовое число циклов нагружения, N_FO =410⁶

N_FЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

т ~ показатель степени кривой выносливости;

т=6-улучшение, нормализация, азотирование;

Эквивалентное число циклов нагружения N_FЕ определяются по формуле:

N_FЕ = 60 n t (T_i/T_H)^m t_i/t =

60 n t (a₁b₁^m+ a₂b₂^m+ a₃b₃^m}

Шестерня

[σ]_FО =1,75285,5111/1,7 =293,9МПа

N_FЕ = 60448.87227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 5.5210⁷

Y_N = 1, т.к. N_FE > N_FO [1]

[σ]_F1 =293,911=293,1Мпа

Колесо

[σ]_FО =1,75248,5111/1,7 =255,8Мпа

N_FЕ = 6056.17227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 6.8110⁶

Y_N = 1, т.к. N_FE > N_FO [1]

[σ]_F2 = 255.811.0 = 255.8МПа

Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач

Определение межосевого расстояния

a_w = K_a (u+1)K_HT₁/ ψ_a u[σ]_H²,

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450 [1];

ψ_a- коэффициент ширины;

Коэффициент нагрузки определяется как произведвние трёх коэффициентов:

K_H = K_HαK_HβK_HV,

где K_Hα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент концентрации нагрузки;

K_HV – коэффициент динамичности нагрузки.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для прямозубых колес,

К_На =1[1] ,

Ψ_bd = 0.5 Ψ_ba(u+1) =0.50.315(8+1) = 1.42

K_Hβ = 1.13 [1]

K_HV = 1.2 [1]

K_H =11.131.2 = 1.36

a_w = 450*(8+1) мм

Согласуем со значением нормального ряда чисел: a_w = 140мм

Определение модуля передачи

m = (0.01-0.02) a_w; m = 1.4 …2,8мм

m₁ = 1.5m₂ = 1.75 m₃ = 2m₄ = 2.25 m₅ = 2.5

Выбираем стандартный модуль (по ГОСТ 9563-80) m = 1.75мм

Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы