Курсовая работа: Привод цепного конвейера. Привод цепного конвейера. По [3] принимаем КПД элементов привода: КПД червячной передачи ; КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи с опорами ; КПД муфты ; КПД пары подшипников приводного вала.
Курсовая работа по дисциплине «Детали машин» (бакалавриат для направления выбрать задание № 2 ( привод цепного конвейера). 3 I II 6. 7. 8. III. 1 2.
Главная > Промышленность производство > Курсовая работа: Привод цепного конвейера. Привод цепного конвейера. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода..
- Тема проекта: Привод цепного конвейера Состав привода: Редуктор Ц2С цилиндрический двухступенчатый Курсовой проект по деталям машин.
- . Название: Привод цепного конвейера. Раздел: Промышленность, производство. Тип: курсовая работа Добавлен 07:14:07 17 сентября .
- . Курсовой проект по дисциплине "Детали машин" На тему "привод цепного конвейера". Курсовая работа является комплексной: она .
- Кафедра “ТиТМП'. “Привод цепного конвейера”. Пояснительная записка. Вариант № 3. В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме 'Привод пластинчатого двухпоточного конвейера' выполнен следующий объем расчетно-графических работ..
Тогда общий КПД привода: Требуемая мощность электродвигателя: к. Вт,где Р - мощность на приводном валу; к. Вт (см. техническое задание).
В качестве двигателя принимаем электродвигатель серии 4. А с синхронной частотой вращения , к. Вт. Тип двигателя 4. А1. 00. L2. У3. Общее передаточное число двигателя Передаточное число редуктора Распределяем передаточное число по ступеням, Определяем мощность , частоту вращения и вращающий момент на валах привода. Вал I Вал III к. Вт, к. Вт,, . . Вал II Вал IV к. Вт, к. Вт,, . . 2.
Расчёт тихоходной ступени. Исходные данные: а) передаточное число ступени ; б) частота вращения шестерни ; в) частота вращения колеса ; г) вращающий момент на колесе ступени . Выбор варианта термообработки зубчатых колёс. Принимаем I- й вариант термообработки. Термообработка шестерни – улучшение, твёрдость поверхности 2.
НВ Термообработка колеса – улучшение, твёрдость поверхности 2. НВСредние твёрдости: Для шестерни НВДля колеса НВМарки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 4. X; 4. 0XH; 3. 5XM и др.
Преднамеренное определение допускаемого контактного напряжения при расчёте на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев. Придел контактной выносливости Коэффициент запаса Базовое число циклов напряжений По табл.
П. 8 приложения 1. П коэффициент, характеризующий интенсивность типовых режимов нагружений передачи при расчете на сопротивление контактной усталости, для заданного типового режима 2 Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов определим по формуле: Так как , то Так как , то Допускаемое контактное напряжение. В качестве расчетного допускаемого напряжения при расчете косозубой ишевронной передач на сопротивление контактной усталости принимается условное допускаемое контактное напряжение , определяемое по формулетак как , то 3. Определим межосевого расстояния. Принимаем коэффициент Коэффициент По кривой II коэффициент Коэффициент Межосевое расстояние ступеней Принимаем стандартное значение 4. Определение модуля передачи. Нормальный модуль выбираем исходя из следующего условия.
Ширина венца колеса 5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса. Определим коэффициент перекрытия зубьев при Число зубьев шестерни. Число зубьев колеса 6. Определение фактического передаточного числа рассчитываемой ступени. Уточняем угол 7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Ширина венца шестерни Рабочая ширина передачи Уточняем коэффициент 8.
Проверка пригодности заготовок зубчатых колёс и выбор материала для их изготовления. Диаметр заготовки Принимаем сталь 4. X, так как 9. 2< 1.
Толщина заготовки диска колеса Толщина заготовки обода колеса Принимаем сталь 4. X, так как 2. 4< 8. Определение степени точности передачи. Окружная скорость. По табл. 1. П. 1.
П, исходя из , для непрямозубых цилиндрических передач выбираем 9- ю степень точности, которая допускает окружную скорость зубчатых колёс до 4 . Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчёте на сопротивление контактной усталости. Принимаем параметр шероховатости Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости , так как Таким образом, величины и остались такими, как и при предварительном расчёте ввиду того, что произведение оказалось равным 0,9. Тогда прежней остаётся и расчётная величина . Определение сил, действующих в косозубом зацеплении. Окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении косозубой передачи: При этом для шестерни и колеса: Радиальная сила для шестерни и колеса: Осевая сила для шестерни и колеса: 1. Определение коэффициента нагрузки .
Коэффициент Коэффициент 1. Проверочныё расчёт передачи на сопротивление контактной усталости. Коэффициент (2. 2)где - делительный угол профиля в торцовом сечении - основной угол наклона зубьев. Коэффициент Так как , то (2. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Определяем и Базовое число циклов напряжений для всех марок сталей - Так как , то Так как , то при Принимаем коэффициент реверсивности Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба. Определим коэффициент нагрузки из графика, где - динамическая добавка (2. Тогда коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб 1.
Проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости при изгибе. Эквивалентное число циклов нагружений. Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений - Коэффициент, учитывающий наклон зубьев Так как , то принимаем Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Так как , то Сопротивление усталости зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается. Для большинства передач, как и в нашем примере. Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки (при кратковременной перегрузке). Максимальное допустимое контактное напряжение при кратковременной перегрузке Фактическое максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке.
Изгибная прочность при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как 1. Проверочный расчёт передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Максимальное допустимое напряжение изгиба при кратковременной перегрузке. Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке. Изгибная прочность при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как. Исходные данные для расчета: а) ступень быстроходная червячно- цилиндрического двухступенчатого нестандартного редуктора индивидуального привода; б) передаточное число ; в) частота враще.
Порядок расчета. 1. Выбор материала червяка и венца червячного колеса. Наибольшей нагрузочной способностью обладают червячные передачи, у которых червяки выполнены из легированной стали и витки подвергнуты термообработке до твердости (закалка ТВЧ, цементация и пр.) с последующим их шлифованием и полированием. В нашем примере принимаем материал червяка - сталь 4. Х, закалка ТВЧ до твердости с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка - эвольвентный (Z1).
Выбор материала венца червячного колеса связан со скоростью скольжения , которую рекомендуется предварительно определять по формуле По табл. П. 3. 2 приложения 1. П при в качестве венца червячного колеса принимаем оловянную бронзу Бр. О1. 0Ф1: способ отливки П - в песок; ; ;2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса. По формуле (2. 2. При типовом режиме нагружения 2, - суммарное число циклов переменных напряжений (2.
Определение основных параметров червячной передачи. Число витков (заходов) червяка зависит от передаточного числа червячной передачи: При принимаем. Число зубьев червячного колеса Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется В нашем примере это условие выполняется. Коэффициент диаметра червяка рекомендуется принимать в диапазоне (для силовых передач): При этом, минимально допустимое значение из условия жесткости червяка по данным . По табл. 1 П. 3. 3 приложения 1.
П принимаем стандартное значение . Тогда . Модуль упругости материалов червяка и колеса: - сталь; - бронза. Тогда приведенный модуль упругости : При вращающем моменте на валу червячного колеса , и предварительная величина межосевого расстояния. По ряду Rа. 40 (см.
П. 1. 3 приложения 1. П) принимаем стандартное ближайшее значение . Предварительная величина модуля зацепления . По табл. 1 П. 3. 3 приложения 1. П принимаем стандартное значение . Данной величине т соответствует ранее принятое стандартное значение . Коэффициент смещения.
При этом необходимо выполнения условия (допускается ). В нашем случае это условие выполняется.
Размеры нарезанной части червяка (Рисунок 2. Рисунок 2. 1а) делительный диаметр; б) начальный диаметр; в) делительный угол подъема линии витков; ;г) начальный угол подъема линии витков; при ; д) высота головки витков; где - коэффициент высоты головки (для всех видов червяков); е) диаметр вершин витков; ж) высота ножки витков,где для эвольвентных червяков коэффициент высоты ножки; ч) диаметр впадин витков; Длину нарезаемой части червяка определяем по уравнениям, приведенным в табл. П. 3. 4 приложения 1. П. Согласно примечания 2 к данной таблице при определяем предварительно , при и (в данном диапазоне находится ); при ,при . В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение . Согласно примечания 1 к табл. П. 3. 4 при т< 1.
Тогда . Принимаем . Размеры венца червячного колеса (Рисунок 2. Рисунок 1. 2а) делительный диаметр; б) начальный диаметр (для передачи без смещения и со смещением); в) высота головки зубьев; где - коэффициент высоты головки зубьев для передачи со смещением; для передачи без смещения ; г) диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении; д) высота ножки зубьев; где для эвольвентных червяков коэффициент высоты ножки; е) диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении; ж) наибольший диаметр червячного колеса; Принимаем . Ширину венца червячного колеса определяют по различным формулам в зависимости от : при ; В нашем примере при . Принимаем . Условный угол обхвата червяка венцом колеса: ; что находится в рекомендуемых пределах . Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса. Уточним скорость скольжения.
Для этого определим окружную скорость червяка. Тогда скорость скольжения ,что отличается от предварительно рассчитанной ,Проверяем ранее принятый материал венца червячного колеса оловянную бронзу. По табл. 1. П. 3. П при в качестве венца червячного колеса принимаем оловянную бронзу Бр.
О1. 0Н1. Ф1: способ отливки Ц - центробежный; ; ;Уточним : Приведенный угол трения между стальным червяком и колесом из бронзыпринимают в зависимости от и материала венца: В нашем примере линейным интерполированием при . Тогда КПД червячной передачи.