Автор: Пользователь скрыл имя, 25 Октября 2011 в 21:16, курсовая работа
Привод – устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.
Задание на выполнение курсового проекта ………………………………………………… 2
Введение ………………………………………………………………………………………. 3
1. Оптимизация выбора привода …………………………………………………………….. 4
2. Кинетический расчет привода и выбор электродвигателя ………………………………. 5
3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора ………………………………….. 7
3.1. Расчет зубчатых колес I ступени редуктора ………………………………………… 7
3.2. Расчет зубчатых колес II ступени редуктора ………………………….…………… 10
4. Расчет и конструирование валов двухступенчатого цилиндрического редуктора ….. 14
4.1. Быстроходный вал ………………………………………………………………….... 14
4.2. Промежуточный вал …………………………………………………………………. 21
4.3. Тихоходный вал ……………………………………………………………………… 29
5. Расчет и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа ………. 37
6. Выбор сорта масла …….…………………………………………………………………… 48
7. Конструирование корпуса редуктора …………………………………………………….. 49
8. Проектирование рамы ……………………………………………………………………... 51
9. Выбор муфт ………………………………………………………………………………… 52
Список использованной литературы ………………
принимаем mст.
=5 мм
Определяем суммарное количество зубьев
ZΣ = (2 · a / mс) · cos β
ZΣ
= (2 · 315 / 5) · cos 10° = 126 шт.
Определяем количество зубьев шестерни и колеса
Z1 = ZΣ / (U1-2 + 1)
Z1 = 126 / (4,5 + 1) = 23шт.
Z2
=ZΣ - Z1= 126 - 23 = 103 шт.
Уточняем передаточное отношение
u1-2=Z2
/Z1=103 / 23=4,48
Уточняем межосевое расстояние
аф = 0,5* mn (Z1 + Z2 )* 1 / cos β
Принимаем, что cos β= 10°
mn = mст* cos β = 5* cos10°=4,92
аф = 0,5*4,92 (28+98)* 1/ cos 10°=319 мм
Уточняем угол наклона зубьев
β=arсcos(0,5* mn*(Z1 + Z2 ) / аст)
β=arсcos(0,5*4,92*(23+103) / 315) =10°
Определяем
расчетные контактные
σH2=6160* Zн
* Ze / аст
* М׀׀
(u+1)³ * КHα * Кнβ * Кнv
/ в* u²
Zн – коэффициент формы сопряжения поверхностей зуба
Принимаем что α=20°
Zн= 2соs β / sin 2α = 2*соs10° / sin 2*20°=1,75
εα – коэффициент торцового перекрытия
εα = (1,88-3,2 (1/ Z1 + 1/Z2 ))* соs β
εα = (1,88-3,2 (1/23+1/103))*
соs11,5 = 1,7
Ze – коэффициент суммарной длины контактных линий
Ze= 1 / εα = 1 / 1,7 =0,77
в4 – ширина венца зубчатого колеса, мм
в= ψва* аст
в4=0,2*315=63 мм
KHα = 1,07 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Определяем окружную скорость
v=π*Z4*n3*mn / 60*1000
v=3,14*103*5*92 / 60*1000=2,5 м/с
n3=92 об/мин
π=3,14
KHβ=1,08 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KHV=1 – коэффициент
динамической нагрузки, возникающей в
зацеплении
σH2=6160*1,75*0,77 /315 * 1972,7*(4,5+1)³*1,07*1,08*1
/ 53*4,5²=454МПа
506— 100%
52 — Х% => Х=100*52 / 506=10%
Т.к. перегрузка
составляет менее 15%, то условия расчета
по контактным напряжениям выполняются
Определяем
допускаемые напряжения изгиба
зубьев передачи
[σ] F = (σFо *КFL*КFс) / SF * YS
σFо – предел
выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов напряжений, МПа
σFо =1,8*НВ
σFо1 =1,8*269=484,2 МПа
σFо2 =1,8*302=543,6 МПа
КFL = 1 – коэффициент долговечности
КFс = 1,1– коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки
SF – коэффициент безопасности
SF = SF1 * SF11
SF11= 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи [1, стр.76],
SF1 = 1 - коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:
SF = 1*1,75=1,75
YS = 1,035 - коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений [1, стр.76, табл.6.2]
[σ] F4 = 484,2*1*1,1*0,96 / 1,75=292 МПа
[σ] F3 = 543,6*1*1,1*0,96
/ 1,75=328 МПа
Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа
σ F4 =Y F2* Yβ*2000* М׀׀׀* KFα* KFβ* KFV / в4 * d4* mn
Y F = коэффициент формы зуба
Y F3= 4
Y F4=3,6
[σ] F3 / Y F3 = 328/4=82 МПа
[σ] F4 / Y
F4 = 292/3,6=81 МПа
Т.к. [σ] F3 / Y F3 > [σ] F4 / Y F4 , то определяем расчетное напряжение изгиба зубьев колеса
Yβ - коэффициент наклона зуба
Yβ=1- β / 140=1 – 10 / 140=0,93
KFα = 0,81 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KFβ = 1,1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [1, стр.84, табл.6.9],
KFV =1- коэффициент динамической нагрузки [1, стр.85, табл.6.10],
Ширина шестерни рекомендутся проектировать на (2-5) мм больше ширины колеса,т.к. возможна игра передачи и неточность сборки.
в3 = в4 +5=63+5=68
σ F2 = 3,6*0,93*2000*1972,7*0,81*1,1*
Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого [σ] F2 > σ F2
354 > 72,5
Условие расчёта
по изгибным напряжения выполняется
Параметры
зубчатых колес второй
ступени
Параметр | Обозна-
чения |
Расчетные формулы | Шестерня | Колесо |
Нормальный модуль | 5 | |||
Торцовый модуль | mt | 5 | ||
Делительный диаметр | 115 | 515 | ||
Диаметр вершин зубьев | 125 | 525 | ||
Диаметр впадин зубьев | 102,5 | 502,5 | ||
Шаг нормальный | 15,7 | |||
Шаг торцовый | tt | tt=tn / cosβ | 15,9 | |
Окружная толщина зубьев | 7,85 | |||
Ширина впадин зубьев | 7,85 | |||
Высота зуба | 11,25 | |||
Высота ножки зуба | 6,25 | |||
Высота головки зуба | 5 | |||
Радиальный зазор | 1,25 | |||
Ширина венца | 68 | 63 | ||
Межосевое расстояние | 315 |
Расчет
цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи
М׀׀׀ = 1972,7 Нм – передаваемый момент,
n3 = 92 об/ мин частота вращения ведущей звездочки,
uц.п.=1,86 – передаточное отношение цепной передачи
Выбираем приводную
роликовую цепь 2ПР по ГОСТ-13568-75
Определяем число
зубьев ведущей и ведомой звездочек
Принимаем число зубьев ведущей звездочки Z5=27 шт
Определяем число зубьев ведомой звездочки
Z6 = Z5 * uц.п.
Z6 = 27*1,84=50 шт
Определяем шаг цепи, мм
3.3. Определим
шаг цепи, мм
t = 0,9* 3 М׀׀׀ * Кэ / Z5
к - число рядов цепи
к = 2
Кэ - коэффициент эксплуатации:
Кэ = К1*К2*К3*К4*К5*К6
К1 - динамический коэффициент:
К1=1 - при толчках[1 , стр.67],
К2 - коэффициент смазки:
К2= 1,5 - при периодической смазке [1 . стр. 67]
К3- коэффициент продолжительности работы:
К3= 1 - при односменной работе [1. стр.67],
К4- коэффициент межосевого расстояния:
К4 =1 при А=(30-60)* t [1. стр.67],
К5 - коэффициент способа регулирования натяжения цепи:
К5= 1,15 - при периодическом регулировании [1. стр.67].
К6- коэффициент наклона передачи:
К6 = 1 - при γ ≤ 60° [1. стр.67]
Кэ = 1*1,5*1*1*1,15*1=1,725
t= 0,9*3
1972,7*103*1,725 / 27*2 =35,8 мм
Принимаем цепь приводную роликовую 3ПР по ГОСТ 13568-75 с параметрами:
t = 31,75 мм - шаг цепи,
Ввн= 19,5 мм - расстояние между внутренними пластинами цепи,
d = 9,55 мм -диаметр валика,
d1=19,5 мм - диаметр ролика,
h = 36,2 мм - высота цепи,
b = 68 мм - ширина цепи,
Q = 260,86 кН - разрушающая нагрузка,
g = 11,1 кг- масса 1 м цепи,
F = 981 мм2- проекция
опорной поверхности шарнира,
3.4. Определим
расстояние между осями
3.5. Определим длину цепи, мм
3.5. Определим
количество звеньев,
Принимаем
3.6. Определим скорость
движения цепи, м/с
3.8. Определим окружное усилие, Н
3.9. Проверим среднее давление в шарнирах роликовой цепи, МПа
МПа – допускаемое давление
в шарнирах роликовой цепи [1,
стр.67, табл.5.3]
3.10. Проверим цепь по коэффициенту запаса прочности
- усилие от центробежной силы, Н:
- усилие от провисания ведомой ветви цепи, Н:
[1, стр.68]
- допускаемый коэффициент
Информация о работе Проектирование привода к шаровой мельнице