Проектирование привода технологического оборудования (125884)

Посмотреть архив целиком














КУРСОВАЯ РАБОТА


"Проектирование привода технологического оборудования"




Задание


1. Выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы.

2. Разработать конструкторскую документацию:

– чертеж общего вида редуктора;

– чертеж разреза редуктора;

– чертеж корпусной детали;

– рабочие чертежи деталей: чертеж тихоходного вала, чертеж зубчатого колеса, чертеж крышки подшипникового колеса


Тип ременной передачи

Частота вращения ведомого вала

Тип ременной передачи

Тип цепи

Режимы работы

Ревер-

сивность

Продолжи-

тельность включений%

Срок

Службы

в годах

Коэффициент использования привода

5

55

плоско ременная

ПР

Легкий

Н/Р

20

8

В течении года

В течении суток

0,7

0,6


Рисунок 1 – Кинематическая схема привода


Введение


Объектом изучения расчетов и проектирования является привод технологического оборудования состоящий из двигателя, ременной передачи и двухступенчатого цилиндрического редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широко используются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки и т.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента на исполнительный орган – транспортер.

Для проектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатых передач. Спроектированы (ременные / цепные) передачи.

На основе эскизного проектирования полученные данные для прочностных расчетов валов и подшипников качения. Расчеты выполненные на основании современных подходов по проектированию зубчатых передач с использованием критерия работоспособности – прочности по контактным напряжениям. На основе методики расчета по ГОСТ ………. Полученные размеры принимаются стандартными по ГОСТ…………….

Конструкторская часть проекта выполнена с применением системы автоматизированного проектирования «Компас» и «Autocad».

Пояснительная записка состоит из 25-ти страниц, рисунков 2, список литературы 15 наименований.




1. Выбор электродвигателя


1.1 Расчет требуемой мощности


Требуемая мощность электродвигателя, кВт


P1 = ,


где Рвых – выходная мощность на IV валу,

Рвых=5кВт;

η0 – общий КПД привода,


η0 = η1*η2 *η3*η4;


здесь – КПД одной пары подшипников качения, - КПД ременной передачи, η3 КПД цилиндрической передачи, η4 КПД цепной передачи примем = 0,99, = 0.96, 0,98, η4=0,97

η0 =0,99*0,96*0,98*0,97=0,85

Тогда P1= =5,9 кВт

По требуемой мощности из табл. П. 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 132S6 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1000 мин-1 и скольжением S = 3,3%.

Частота вращения вала электродвигателя


n1= nс (1 – ) = 1000 мин


Общее передаточное число привода


uo==


Передаточное число зубчатой передачи


u= == 2,93


Округлим u до ближайшего стандартного значения (табл. 3 [1]). Принимаем u= 3,15


1.2 Частоты вращения валов


Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n1= 967 об/мин

n2= 483,5 об/мин

n3= 153,5 об/мин

n4= 51,2 об/мин


1.3 Мощность на валах


Мощности, передаваемые валами:

P1 = Р = 5,9 кВт

P2 = Р = 5,61 кВт

P3= Р = 5,33 кВт

P4= Р = 5,33 кВт


1.4 Крутящие моменты, передаваемые валами


Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле


Ti = 9550.


Тогда T1= 58,3 Нм

T2= 110,8 Нм

T3= 331,6 Нм

T4= 955 Нм

Полученные данные заносим в таблицу П2;


Таблица 2

вала

Ni

об/мин

Pi

кВт

Ti

Нм

1

967

5.9

58

2

483.5

5.61

111

3

153.5

5.33

332

4

51.2

5.12

955




2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи


2.1 Выбор материалов


Исходные данные:

Тип зуба – Косой. Тип передачи – нереверсивная.

Крутящий момент на шестерне Т2 = 111 Н•м

Частота вращения шестерни n2= 483,5 мин-1

Передаточное число u= 3,15

Режим нагружения – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – Kг = 0,7

в течение суток – Kс = 0,6

Cрок службы передачи в годах – L = 8

Продолжительность включения – ПВ = 20%

Для выбора материала определим размеры характерных сечений заготовок по формулам:


Dm=20*=20*=65.6 мм

Sm=1.2*(1+U)*= 1.2*(1+3.15) *=16.33 мм


Материалы выбираем по табл. 4 [1]

При выборе материала заготовок должны выполняться следующие условия:

Dm= Dm1; Sm= Sm1.

Шестерня:

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 269–302 HB

Колесо:

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235–262 HB

Средние значение твердости поверхности зуба и колеса:


HB1=0.5*(HB1min+HB1max)=0.5*(269+302)=285.5

HB2=0.5*(HB2min+HB2max)=0.5*(235+262)=248.5


2.2 Допускаемые контактные напряжения


HPj =


где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

Hlim j  предел контактной выносливости (табл. 5 [1]),

Hlim1 = 2HB1+70=641 МПа

Hlim2 = 2HB2+70=567 МПа

SHj  коэффициент безопасности (табл. 5 [1]),

SH1= 1,1 SH2= 1,1

KHLj - коэффициент долговечности;


KHLj =1,


здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4 [1]),


NH01= 23,5*10 NH02 = 16.8*10


Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения: h = 0,125

Суммарное время работы передачи в часах


th = 365L24KгКсПВ = 365*8*24*0,7*0,6*20 = 5887 ч


Суммарное число циклов нагружения


Nj = 60 nj c th, N2=


где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

nj – частота вращения j-го колеса, n2= 483,5 мин-1


N1=1,71; N2==0,54


Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NΣj;


NHE1=0,21 NHE2=0,07


Коэффициенты долговечности


KHL1= 1,02 KHL2= 1,16


Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса


HP1==594,38 МПа HP2= 597,93 МПа


Для прямозубых передач HP=HP2, для косозубых и шевронных передач


HP=0.45 (HP1+HP2)=0,45*(594,38+597,93)=536,54 МПаHPI

HPI=1.23*HP1=731.1 МПа


Допускаемые контактные напряжения передачи:

HP= 536.54 Мпа


2.3 Допускаемые напряжения изгиба


FPj=,


где F lim j  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7 [1]), F limi=1.75*HBi

F lim 1 = 499,6 МПа F lim 2 = 434,9 Мпа

SFj  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7 [1]), SF1= 1,7, SF2= 1,7;

KFCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 7 [1]) KFC1= 0,65, KFC2= 0,65

KFLj  коэффициент долговечности при изгибе:


KFL j=1.


здесь qj – показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 6 [1]);

NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки:

F1 =0.038, F2 =0.038,


NFE1 ==6,5, NFE2 ==2,1

KFL1 =, KFL2 =


Допускаемые напряжения изгиба:


FP1= 191,03 МПа

FP2= 282,67 МПа


2.4 Геометрические параметры передачи


Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:


=(u + 1),


где – коэффициент вида передачи, = 410

KН – коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4 (ряд на с. 4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние = 121,84 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1])

= 125 мм.

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

mn = =(0,01…0,02) 125=(1,25…2,5)

Округлим mn до стандартного значения (табл. 1 [1]): mn = 2

Суммарное число зубьев:


Z=,


где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.


Случайные файлы

Файл
66565.rtf
47209.rtf
5284-1.rtf
131479.rtf
СТ СЭВ 1406-78.doc




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.