«Детали машин. Привод цепного конвейера» - Курсовая работа

Содержание

1. Кинематический расчет. Выбор электродвигателя….….3

1.2 Расчет передаточного числа привода и его разбивка….….4

1.3 Определение основных кинематических и энергетических параметров передач привода….…5

1.4 Выбор соединительных муфт….….6

2. Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений….….7

3. Расчет червячной передачи…8

3.1 Проектный расчет. Расчет геометрии….….8

3.2 Проверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям….….9

3.3 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.10

3.4 Определение сил в зацеплении червячной передачи…11

4. Расчет узлов валов редуктора….12

4.1 Предварительный выбор подшипников качения….12

4.2 Определение реакций и изгибающих моментов….….13

4.3 Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности….….14

4.4 Расчет вала на усталостную прочность….17

5.1 Расчетная схема узла второго вала….19

5.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности….…21

5.3 Расчет вала на усталостную прочность….…23

6 Конструирование червячного колеса….….25

7 Конструирование корпуса….….27

8 Выбор смазочных материалов…28

9 Выбор шпонки….….29

Список использованных источников….…31

---

Введение

Выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу определяется по формуле

P_вых=F∙V, (1)

где F-сила, приложенная к барабану или приводной звездочке, кН;

V-линейная скорость на приводном органе машины, м/с.

P_вых=9∙1,1=9,9кВт

Частота вращения выходного вала привода определяется по формуле

n_вых=(60∙〖10〗^3∙sin⁡〖180/Z〗)/(π∙t), (2)

где Z-число зубьев приводной звездочки;

t-шаг цепи, мм.

n_вых=(60∙〖10〗^3∙sin⁡〖180/9〗)/(3,14∙80)=218,06об/мин

Расчетную требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле

P_(дв.расч.)=P_вых/η_∑ , (3)

где η_∑-общий КПД привода.

КПД привода характеризует потери мощности при передаче энергии от электродвигателя к исполнительному органу машины. Его вычисляют как произведение КПД элементов привода.

---

Выдержка из текста работы

Тип подшипника принято выбирать в зависимости от вида нагрузок на опору вала. Следует выбрать конический однорядный роликоподшипник, т.к. на вал червяка действуют значительные осевые нагрузки.

Размеры подшипника выбраны по каталогу в зависимости от рассчитанного внутреннего посадочного диаметра d.

d = 56 мм

Предварительно выбран подшипник средней широкой серии № 7611, имеющий следующие параметры:

Угол контакта α = 180

Внутренний посадочный диаметр d = 25 мм,

Наружный посадочный диаметр D = 120 мм,

Ширина подшипника в сборе T = 45,5 мм,

Ширина внутреннего кольца B = 44,5 мм,

Ширина внешнего кольца с = 36,5 мм,

Фаска внутреннего кольца r = 3 мм,

Фаска внешнего кольца r1 = 1 мм,

Динамическая грузоподъемность C = 160 кН,

Статическая грузоподъемность C0 = 140 кН,

Коэффициент осевого нагружения e = 0,32,

Коэффициент осевой нагрузки при вращении Y = 1,85.

7 Конструирование корпуса

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Способ изготовления – литье из чугуна СЧ 15.

Корпус разъемный.

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными, и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов, подшипниковые бобышки и ребра внутри, стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах, крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные, фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса

---

Заключение

9 Выбор шпонки

Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d = 55 мм) по ГОСТ 23360–78.

Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:

Ширина b = 22 мм,

Высота h = 14 мм,

Фаска S = 0,5 мм,

Глубина паза вала t1 = 9 мм,

Глубина паза втулки t2 = 5,4 мм.

Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):

σсм < [σсм]

[σсм] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении .

Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]:

σ_см=(2T_1)/(d∙K∙l)

где d – диаметр вала;

Т1 – крутящий момент, Н•мм;

l – рабочая длина шпонки, мм

К – глубина врезания шпонки в ступицу, К = 0,4h = 0,4•14 = 5,6 мм.

Напряжение смятия:

σ_см=(2T_2)/(d∙K∙l)=(2∙1243∙〖10〗^3)/(80∙5,6∙80)=69 МПа

Условие прочности:

σсм < [σсм]

69 МПа < [100 МПа]

Полученное значение σсм удовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.

---

Список литературы

1. Механика Раздел 4 «Детали машин и основы конструирования»// Методическое указание, Екатеринбург, 2008г.

2. Механика//Методические рекомендации, Екатеринбург, 2007г.

3. Детали машин//Требования стандартов ЕСКД к оформлению курсовых проектов.

4. Атлас конструкций узлов и деталей машин// Издательство МГТУ им.Баумана, 2007г.

---

Примечания

Чертежи в программе Компас:

Привод, формат А1

Рабочие чертежи деталей, формат А1

Сборочный чертёж редуктора, формат А1

Спецификация