Студенческий портал

admin@studynote.ru
/ Регистрация
X
Помощь студенту > Готовые работы > Курсовые работы > Курсовые работы по технологическим машинам и оборудованию > Проектирование двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора (привода конвейерной станции)

Тема курсовой работы: Проектирование двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора (привода конвейерной станции)

3000 рублей
Купить

или

Заказать новую работу

Более 20 способов оплатить! После оплаты вы получаете ссылку на скачивание. Гарантия на - 3 дня. Исключительно в ознакомительных целях! Все вопросы admin@studynote.ru

  • Общая информация
  • Описание работы
  • Дополнительная информация

    (фрагменты работы)

Учебное заведение: Другие города > ДРУГОЕ
Тип работы: Курсовые работы
Категория: Технологические машины и оборудование, Электроника; электротехника; радиотехника
Год сдачи: 2013
Количество страниц: 57
Оценка: 5
Рейтинг работы:

Содержание работы: 1. Введение 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 3. Расчёт быстроходной зубчатой цилиндрической передачи 4. Расчёт тихоходной зубчатой цилиндрической передачи 5. Предварительный расчёт валов 6. Конструктивные размеры шестерен и колёс 7. Выбор муфт 8. Проверка прочности шпоночных соединений 9. Конструктивные размеры корпуса редуктора 10. Расчёт реакций в опорах 11. Построение эпюр моментов на валах 12. Проверка долговечности подшипников 13. Уточненный расчёт валов 14. Выбор сорта масла 15. Технология сборки редуктора 16. Заключение 17. Список использованной литературы.

 

Работа содержит 57 печатных страниц с расчетами. 5 чертежей в формате КОМПАС-3D и спецификации по сборочным чертежам.


Задание


Спроектировать привод.


В состав привода входят следующие передачи:


1 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;


2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.


Сила на выходном элементе привода F = 4 кН.


Скорость на ленте (цепи) привода V = 1 м/с.


Диаметр выходного элемента привода D = 300 мм.


Коэффициент годового использования Кг = 0,5.


Коэффициент использования в течении суток Кс = 0,67.


Срок службы L = 10 лет.


Тип нагрузки - постоянный.


Содержание


1. Введение 4


2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5


3. Расчёт быстроходной зубчатой цилиндрической передачи 7


4. Расчёт тихоходной зубчатой цилиндрической передачи 14


5. Предварительный расчёт валов 21


6. Конструктивные размеры шестерен и колёс 22


7. Выбор муфт 24


8. Проверка прочности шпоночных соединений 27


9. Конструктивные размеры корпуса редуктора 29


10. Расчёт реакций в опорах 30


11. Построение эпюр моментов на валах 33


12. Проверка долговечности подшипников 39


13. Уточненный расчёт валов 43


14. Выбор сорта масла 54


15. Технология сборки редуктора 55


16. Заключение 56


17. Список использованной литературы 57


 


1. Введение


Целью данной работы является проектирование привода.


Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.


Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.


Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.


Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).


 


Рисунок 1. Двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор


Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.  


Привод составлен из асинхронного двигателя, двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора. Редуктор является горизонтальным. 


Данный курсовой проект включает в себя: сборочные чертежи редуктора, привода и муфты, а также деталирование ведомого вала редуктора и цилиндрического колеса.


 


2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт


По таблице примем следующие значения КПД:


- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи:  1 = 0,97


- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи:  2 = 0,97


Общий КПД привода вычисляем по формуле:


 = 1 • 2 • подш.3 • муфты2 (2.1)


где подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.


муфты = 0,98 - КПД одной муфты.


Подставляя, получим:


 = 0,97 • 0,97 • 0,993 • 0,982 = 0,877


Угловая скорость на выходном валу будет:


вых. = 2 • VD (2.2)


Подставляя соответствующие значения, получаем:


вых. = 2 • 1 • 103300 = 6,667 рад/с


Требуемая мощность двигателя будет:


Pтреб. = F • Vh (2.3)


После подстановки имеем:


Pтреб. = 4 • 10,877  =  4,561 кВт


В таблице по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112M4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=5,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1432 об/мин, 


Угловая скорость:


двиг. = p • nдвиг.30 (2.4)


 В итоге получаем:


двиг. = 3,14 • 143230 = 149,959 рад/с.


Oбщее передаточное отношение:


uобщ. = wдвиг.wвых. (2.5)


После подстановки получаем:


uобщ. = 149,9596,667 = 22,493


Действительные передаточные числа ступеней:


u1 = 5


u2 = 4,5


Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.


Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.


    Вал  Частота вращения, об./мин  Угловая скорость вращения, рад/с


    Вал 1-й  n1 = nдвиг. = 1432  1 = двиг. = 149,959


    Вал 2-й  n2 = n1u1 = 14325 = 286,4


  2 = w1u1 = 149,9595 = 29,992


    Вал 3-й  n3 = n2u2 = 286,44,5 = 63,644


  3 = w2u2 = 29,9924,5 = 6,665


Мощности на валах:


P1 = Pтреб. • подш. • (муфты 1) = 4,561 • 103 • 0,99 • 0,98 = 4425,082 Вт


P2 = P1 • 1 • подш. = 4425,082 • 0,97 • 0,99 = 4249,406 Вт


P3 = P2 • 2 • подш. = 4249,406 • 0,97 • 0,99 = 4080,705 Вт


Вращающие моменты на валах:


T1 = P1w1 = 4425,082 • 103149,959 = 29508,612 Н•мм


T2 = P2w2 = 4249,406 • 10329,992 = 141684,649 Н•мм


T3 = P3w3 = 4080,705 • 1036,665 = 612258,815 Н•мм


 


3. Расчёт быстроходной зубчатой цилиндрической передачи


 


Рисунок 3.1


3.1. Проектный расчёт


Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками:


- для шестерни:


сталь: 40ХН


термическая обработка: улучшение


твердость: HB 280


- для колеса:


сталь: 40ХН


термическая обработка: улучшение


твердость: HB 265


Допустимые контактные напряжения, будут:


[H] = sH lim b • KHL[SH] (3.1)


По таблице имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :


H lim b = 2 • HB + 70 (3.2)


H lim b (шестерня) = 2 • 280 + 70 = 630 МПа;


H lim b (колесо) = 2 • 265 + 70 = 600 МПа;


[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.


KHL = 6NH0NH, (3.3)


где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 26400000;


NH = 60 • n • c • t (3.4)


Здесь :


- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1432 об./мин.; n(колеса) = n2 = 286,401 об./мин.


- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; 


- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:


t = 365 • Lг • C • tc • kг • kс (3.5)


- Lг=10 г. - срок службы передачи; 


- С=1 - количество смен; 


- tc=24 ч. - продолжительность смены;


- kг=0,5 - коэффициент годового использования;


- kс=0,67 - коэффициент суточного использования.


t = 365 • 10 • 1 • 24 • 0,5 • 0,67 = 29346 ч.


Тогда:


NH(шест.) = 60 • 1432 • 1 • 29346 = 2521413602,28


NH(кол.) = 60 • 286,401 • 1 • 29346 = 504283424,76


В итоге получаем:


КHL(шест.) = 6264000002521413602,28 = 0,468


Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1


КHL(кол.) = 626400000504283424,76 = 0,612


Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1


Допустимые контактные напряжения:


для шестерни      [ H1 ] = 630 • 11,1 = 572,727 МПа;


для колеса           [ H2 ] = 600 • 11,1 = 545,455 МПа.


Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.


Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:


[ H ] = [ H2 ] = 545,455 МПа.


Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице: KHb = 1,25 .


Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = baw = 0,2,.


Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:


aw = Ka • (u1 + 1) • 3T2 • KHb[ sH ] 2 • u12 • yba (3.6)


aw = 49.5 • (5 + 1) • 3141684,649 • 1,25545,4552 • 52 • 0,2 = 146,107 мм.


где для прямозубых колес Кa = 49,5, передаточное число передачи u1 = 5; T2 = 141684,649 Н•мм - момент на колесе.


Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 140 мм .


Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:


mn = (0.01...0.02) • aw мм, для  нас: mn = 1,4...2,8 мм, принимаем:


по ГОСТ 9563-60*  mn =  1,75 мм.


Задаемся суммой зубьев:


Z = z1 + z2 =  2 • awmn = 2 • 1401,75 = 160


Числа зубьев шестерни и колеса:


z1 = SZu1 + 1 = 1605 + 1 = 26,667 (3.7)


Принимаем: z1 = 27


z2 =  Z - z1 = 160 - 27 = 133 (3.8)


Угол наклона зубьев  = 0o.


Основные размеры шестерни и колеса:


 


Рисунок. 3.2


диаметры делительные:


d =  mn • zcos(b) (3.9)


d1 =  mn • z1cos(b) = 1,75 • 27cos(0o) = 47,25 мм;


d2 =  mn • z2cos(b) = 1,75 • 133cos(0o) = 232,75 мм.


Проверка:    aw  =  d1 + d22 = 47,25 + 232,752 = 140 мм.


диаметры вершин зубьев:


da = d + 2 • mn (3.10)


da1 = d1 + 2 • mn = 47,25 + 2 • 1,75 = 50,75 мм;


da2 = d2 + 2 • mn = 232,75 + 2 • 1,75 = 236,25 мм.


ширина колеса: b2 = ba • aw = 0,2 • 140 = 28 мм; (3.11)


ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 28 + 5 = 33 мм; (3.12)


Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:


bd =  b1d1 = 3347,25 =  0,698 (3.13)


Окружная скорость колес будет:


V = w1 • d12 = 149,959 • 47,25 • 10-32 =  3,543 м/c; (3.14)


При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.


Коэффициент нагрузки равен:


KH = KHb • KHa • KHv. (3.15)


Коэффициент  KHb=1,07  выбираем  по  таблице, коэффициент KHa=1 выбираем по таблице, коэффициент KHv=1,05 выбираем  по таблице, тогда:


KH = 1,07 • 1 • 1,05 = 1,124