Проектирование привода к барабану гранулятора (126246)

Посмотреть архив целиком

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];

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и от твердости, принимаю

[1];

.


3.2 Расчёт второй ступени


3.2.1 Выбор материала

Выбираю материал шестерни – Сталь 45+улучшение по ГОСТ 4543-71 с твердостью НВ3300 [1], материал колеса 45+улучшение по ГОСТ 4543-71 с твердостью НВ4280 [1]. Так как шестерня воспринимает большое число циклов нагружения, поэтому твердость материала шестерни выбирают больше, чем колеса и дальнейший расчёт производят по колесу.


3.2.2 Расчёт первой ступени по контактным напряжениям


3.2.2.1 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];


3.2.2.2 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];


3.2.2.3 Выбираю модуль в интервале



выбираю модуль и согласую с ГОСТ 9563-60


3.2.2.4 Определение суммарного числа зубьев



3.2.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса


принимаю


3.2.2.6 Уточняем межосевое расстояние


Принимаем, значение которое является стандартным и соответствует ГОСТ 2185-66 [1].


3.2.2.7 Определение параметров зубчатых колёс в соответствии с ГОСТ 16532-70


Таблица 3.1. Основные параметры зубчатых колёс.

Параметр

Обозначения

Расчетные формулы

Шестерня

Колесо

Модуль

5,5

Делительный диаметр

143

715

Диаметр вершин зубьев

154

726

Диаметр впадин зубьев

130

700

Шаг

17,27

Окружная толщина зубьев

8,64

Ширина впадин зубьев

8,64

Высота зуба

12,4

Высота ножки зуба

7

Высота головки зуба

5,5

Радиальный зазор

1,4

Ширина венца

176

172

Межосевое расстояние

450


3.2.2.8 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


3.2.2.10 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:


3.2.3 Расчёт первой ступени по изгибным напряжениям


3.2.3.1 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];


3.2.3.2 Определение коэффициента формы зуба в соответствии с ГОСТ 21354-87, по известному числу зубьев


[1];


3.2.3.3 Определение отношения

Так как >, то расчёт по изгибным напряжениям производим по колесу.


3.2.3.4 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];

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и от твердости, принимаю

[1];

.


4. Расчёт и проектирование открытой цепной передачи


Исходные данные:

- - передаваемая мощность;

- - частота вращения ведущей звёздочки;

- - передаточное отношение.


4.1 Выбираю однорядную роликовую цепь в соответствии с ГОСТ 13568-75


4.2 Задаю число зубьев малой (ведущей) звёздочки в зависимости от передаточного числа и типа цепи


;


4.3. Определение частоты вращения и числа зубьев большой (ведомой звёздочки)



4.4 Определяют шаг цепи


Вычисляю сначала предельное значение шага для цепи:



По вычисленному значению подбирают стандартный шаг выбранного типа цепи:



число рядов цепи,

коэффициент эксплуатации,



динамический коэффициент, при толчках ,

коэффициент смазки, при периодической смазке ,

коэффициент продолжительности работы, при двухсменной работе ,

коэффициент межосевого расстояния, при ,

коэффициент способа регулировки натяжения цепи, при периодической регулировке ,

коэффициент наклона передачи, при наклоне ,

Принимаю .


4.5 Определение скорости движения цепи



4.6 Определение расстояния между осями ведущей и ведомой звёздочек



При условии обхвата цепью ведущей звёздочки оптимальное межосевое расстояние равно:



Принимаю


4.7 Вычисление длины цепи



4.8 Определение количества звеньев



4.9 Уточнение межосевого расстояния передачи


,

4.10 Вычисление окружного усилия



Случайные файлы

Файл
Remont1,2.DOC
124928.rtf
43433.rtf
19510-1.rtf
26410-1.rtf