Министерство Образования Российской Федерации

Уральский Государственный Технический Университет - УПИ

Кафедра “Детали машин”

Пояснительная записка

К курсовому проекту по деталям машин.
Проектирование привода цепного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и ременной передачей.


Студент: Березовский Е.М.

Группа: ММО - V

Шифр: 26841803


Екатеринбург 2003

Техническое задание на проектирование.
Задание 12 Схема 3 Вариант 4
К инематическая схема привода.

Исходные данные:
Р _Ц = 75 кН

Шаг цепи: t _Ц = 70 мм

Z _Ц = 18

n _Ц = 20 об/мин

n _{дв. ном.} = 1000 об/мин

ПВ = 60 %

Lг = 5 лет

Выбор электродвигателя.

Принимаем двигатель 4А225М6:

Принимаем U_ред = 20 U_{рем.пер.} = 2,455

Расчет клиноременной передачи.
Передаваемая мощность: N = 36.2 кВт

n _дв = 982 об/мин

U _р = 2,455

 = 0,015
В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня "В".


Принимаем по ГОСТ 1284.3-80 d₁ = 224 мм.


Принимаем по ГОСТ 1284.3-80 d₂ = 560 мм.
Уточняем передаточное число ременной передачи:


Отклонение составляет 3,38 % , что является допустимым.
Межосевое расстояние предварительно принимаем близкое к значению

а_р = d₁ + d₂ =784 мм

Принимаем а_р = 800 мм
Расчет длины ремня.



Принимаем по ГОСТ 1284.1-80 L = 2800 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня.


Необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на

0,01*L = 28 мм для монтажа и увеличение на 0,025*L = 70 мм для натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива:

---

Число ремней:



N_O = 9.67 кВт - Мощность передаваемая 1-м клиновым ремнем.

С_Р = 1,1 - Коэффициент учитывающий условия эксплуатации.

N = 36.2 кВт

С_L = 0.95 - Коэффициент учитывающий влияние длины ремня.

С_ = 0,935 - Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата.

С_Z = 0,9 - Коэффициент учитывающий количество ремней.

Z = 5,01 Принимаем Z = 5
Натяжение ветви клинового ремня:



V = 0.5d₁_дв

 = 0,3 - Коэффициент учитывающий влияние центробежных сил.
F₀ = 661.152 H
Давление на вал:


Ширина шкивов:

l = 25.5 мм f = 17 мм в_ш = 136 мм

Расчет зубчатых колес редуктора.
U_ред = 20

Принимаем: U_1-2 = 5 U_2-3 = 4
n_дв = 982 об/мин _дв = n_дв/30 = 102.8 c^-1

n₁ = n_дв/ U_рп = 386,9 об/мин ₁ = n₁/30 = 40,5 c^-1

n₂ = n₁/ U_1-2 = 77,4 об/мин ₂ = n₂/30 = 8,1 c^-1

n₃ = n₂/ U_2-3 = 19,35 об/мин ₃ = n₃/30 = 2,03 c^-1
T_дв = 9550 N_дв / n_дв = 352,05 Нм

Т₁ = Т_дв U_рп _рп _пк = 840,34 Нм

Т₂ = Т₁ U_1-2 _зп _пк = 4076,49 Нм

Т₃ = Т₂ U_2-3 _зп _пк = 15820,04 Нм
Быстроходная ступень.
Косозубая. Раздвоенная. Опоры подшипников - плавающие. При работе нагрузка распределяется равномерно между двумя передачами.
Для расчетов принимаем:
Т₁ = 420,17 Нм

Т₂ = 2038,245 Нм
Выбираем материалы для зубчатых колес.
Для шестерни: Сталь 40ХН т.о. - закалка ТВЧ. HRC₁ = 50.5
Для колеса: Сталь 45 т.о. - улучшение. НВ₂ = 285,5
Допускаемые контактные напряжения:



_Hlimв-предел контактной выносливости.
_Hlimв1 = 17 HRC + 200 = 1058.5 Мпа
_Hlimв2 = 2 HB + 70 = 641 Мпа
S_H - коэффициент безопасности. S_H1 = 1.2 S_H2 = 1.1
K_HL - коэффициент долговечности.

---

N_HO1 = 340(HRC₁)^3.15 + 810⁶ = 8,6910⁷
N_HO2 = 30(HВ₂)^2,4 = 2,3510⁷
N_HE = K_HE N_
K_HE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.
N_ = 60 n t_h - суммарное число циклов нагружения.
t_h = 365L_гК_г24К_сПВ - срок службы привода.
L_г = 5 - срок службы привода в годах.
К_г = 1 - коэффициент использования привода в течении года.
К_с = 0,3 - коэффициент использования привода в течении суток.
ПВ = 0,6 - продолжительность включения.
t_h = 7884 ч. N_1 = 18,3 10⁷ N_2 = 3,66 10⁷ N_HE1 = 32,94 10⁶
N_HE2 = 65,88 10⁵ K_HL1 = 1.18 K_HL2 = 1.24
_HP1 = 1041 МПа

_HP2 = 722,6 МПа
Принимаем: _HP = 722,6 МПа
Межосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.


K_H = 1.25 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев.
_ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.
a'_w = 203.12 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 а_w = 200 мм
Нормальный модуль:

m_n = (0.01 0.02)a_w = 2 4 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 m_n = 3 мм
Принимаем предварительный угол наклона зубьев ' = 10
Определим число зубьев колеса и шестерни:

Принимаем Z₁ = 22


Уточняем значение угла наклона зубьев.


Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:


Проверка: (d_w1 + d_w2)/2 = 200 мм = a_w
Диаметры вершин:

---

Диаметры впадин:


Ширины зубчатых колес:


Коэффициент ширины шестерни по диаметру:


Окружная скорость:



Для косозубого колеса при окружной скорости до 10 м/с принимаем 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:

K_H = 1,07 K_H = 1,25 K_HV = 1
K_H = 1,34
Проверка контактных напряжений:



_H  _HP
Перегрузка 1,47 % , что является допустимым.
Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.
Определение сил в зацеплении:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.



K_F = K_F K_FV - Коэффициент нагрузки.
Принимаем по ГОСТ 21354 - 75 K_F = 1,415 K_FV =1,1
K_F = 1,5565
Y_F - Коэффициент учитывающий форму зуба принимаем по ГОСТ 21354 - 75 по эквивалентному числу зубьев Z_V.

 Y_F1 = 4 Y_F2 = 3,6


Допускаемое изгибное напряжение:


Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса и принимаем значение: _FP = 285,5 МПа.



_ = 1,5 - коэффициент торцевого перекрытия.

n = 8 - степень точности.
K_F = 0.92
_F = 254.5 МПа  _FР
Условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.
Тихоходная ступень. Прямозубая.
U = 4

T₂ = 4076,49 H м

Т₃ = 15820,04 Н м
Выбор материалов для зубчатых колес:

---

Шестерня: Сталь 40 ХН т.о. - закалка ТВЧ. Прокат. HRC₂ = 50.5
Колесо: Сталь 45 т.о. - улучшение. Литье. HB₃ = 285.5
Допускаемые контактные напряжения:



_Hlimв-предел контактной выносливости.
_Hlimв2 = 17 HRC + 200 = 1058.5 Мпа

_Hlimв3 = 2 HB + 70 = 641 Мпа
S_H - коэффициент безопасности. S_H2 = 1.2 S_H3 = 1.1

K_HL - коэффициент долговечности.



N_HO2 = 340(HRC₁)^3.15 + 810⁶ = 8,6910⁷
N_HO3 = 30(HВ₂)^2,4 = 2,3510⁷
N_HE = K_HE N_
K_HE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.
N_ = 60 n t_h - суммарное число циклов нагружения.
N_2 = 3,66 10⁷ N_3 = 1,3 10⁷ N_HE2 = 65,88 10⁵ N_HE3 = 23,4 10⁵

K_HL2 = 1.5 K_HL3 = 1.4
_HP2 = 1323,125 МПа _HP3 = 815,8 МПа

Принимаем: _HP = 815,8 МПа
Межосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.



K_H = 1.1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

_ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.
a'_w = 395,66 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 а_w = 400 мм
Модуль:

m = (0.01 0.02)a_w = 48 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 m = 4 мм
Определим число зубьев колеса и шестерни:

Принимаем Z₂ = 40 Z₃ = 160
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:

Проверка: (d_w1 + d_w2)/2 = 400 мм = a_w
Диаметры окружности вершин:
Диаметры впадин:
Ширины зубчатых колес:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:


Окружная скорость:

---

Смотрите также файлы

• Программа среднего профессионального образования Специальное дошкольное образование Дисциплина Экономика организации Практическое задание 3.doc

• В. Г. Шухова (бгту им. В. Г. Шухова) Кафедра Электроэнергетики и автоматики Отчёт по профессиональной практике.docx

• Своя игра игра по программе Разговор о правильном питании для учащихся 5 класса Цель.docx

• Для начала установим чем это оборудование отличается друг от друга.docx

• Гапоу Байкальский базовый медицинский колледж мз рб.ppt