- •Федеральное агентство по образованию (Рособразование)
- •Курсовая работа
- •1. Технологическая часть
- •1.1 Составление схемы нижнего склада и подбор оборудования для различных его участков
- •1.2 Расчет производительности всех участков и определение места установки буферных магазинов
- •2. Общая часть
- •2.2 Анализ конструкции оборудования
- •2.4 Выводы о достоинствах и недостатках конструкций
- •3 Выбор и обоснование исходных данных для модернизации машины
- •3.1 Патентные исследования
- •4. Конструктивная часть
- •4.1 Описание конструкции модернизируемого узла
- •4.2 Гидромеханическая и электрическая схема колуна
- •4.3 Определение основных параметров роликового транспортера
- •4.4 Выбор электродвигателя
- •4.5 Кинематический и энергетический расчеты
- •4.6 Расчет закрытой зубчатой передачи
- •4.7 Расчет цепной передачи с роликовой приводной цепью
- •4.8 Конструирование звездочек
- •4.9 Расчет валов
- •4.10 Подбор подшипников качения
- •4.11 Подбор шпонок и проверочный расчет их на смятие
- •4.12 Подбор муфты
4.3 Определение основных параметров роликового транспортера
Исходные данные для расчета:
масса груза кг; объем груза м³; ширина груза м; диаметр ролика принимаем мм; наименьшая длина груза м; длина транспортера м.
Рисунок 16 – Расчетная схема
Определяем длину ролика
, (4.1)
м.
Масса ролика
, (4.2)
кг.
Расстояние между роликами
, (4.3)
м.
Число роликов на транспортере
, (4.4)
шт.
Скорость движения груза
, (4.5)
где – производительность станка в смену, = 49 м³;
– время смены, = 8 ч.;
– коэффициент заполнения тягового органа;
– коэффициент использования рабочего времени, = 0,85 [6].
, (4.6)
где – разрыв между соседними единицами продукции, принимаем = 0,8 м,
.
м/с.
Угловая скорость роликов
, (4.7)
рад/с.
Находим тяговое усилие на рабочем органе
, (4.8)
где – коэффициент трения качения в цапфах роликов, = 0,04;
– коэффициент трения скольжения груза по роликам, = 0,4;
кН
Определяем мощность электродвигателя
, (4.9)
где – КПД привода, = 0,87,
кВт
4.4 Выбор электродвигателя
Мощность на рабочем валу транспортера
, (4.10)
кВт
Коэффициент полезного действия привода
, (4.11)
где – КПД цилиндрического редуктора, = 0,97 [12];
– КПД цепной передачи, = 0,93 [12];
– КПД муфты, = 0,98 [12];
– КПД подшипников качения, = 0,99 [12];
Потребная мощность привода
, (4.12)
кВт
Мощность двигателя подбираем из ряда мощностей при условии, что
Принимаем
Ориентировочное назначение передаточных чисел
Частота вращения рабочего вала
, (4.13)
Ориентировочная частота входного вала привода при ориентировочных передаточных числах передач
, (4.14)
Фактическую частоту вращения входного вала привода (вала электродвигателя) в соответствии с Рэ =-2,2 кВт принимаем:
.
Основные характеристики выбранного двигателя: Марка - АИР 112МА8; Рэ =2,2 кВт;
4.5 Кинематический и энергетический расчеты
Уточненное передаточное число
, (4.15)
Уточняем передаточное число цепной передачи
, (4.16)
Частоты вращения валов привода
;
;
, (4.17)
;
, (4.18)
Угловые скорости валов и привода вычисляют по формуле
, (4.19)
где n – частота вращения вала;
рад/с;
рад/с;
рад/с;
1 рад/с.
Мощности на валах привода
кВт;
, (4.20)
кВт;
, (4.21)
кВт;
, (4.22)
кВт.
Вращающие моменты на валах определяются по формуле
, (4.23)
где – мощность на валу;
;
;
;
.
4.6 Расчет закрытой зубчатой передачи
Исходные данные: вращающий момент на ведомом валу передачи ; угловые скорости рад/с, рад/с; передаточное число , передача нереверсивная, срок службы принимаем ч.
4.6.1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Материал для изготовления зубчатых колес - сталь 45. Свойства: твердость 240 НВ; предел прочности МПа; предел выносливости МПа.
Определение числа цикла нагружения зубьев
для зубьев шестерни:
; (4.24)
для зубьев колеса:
, (4.25)
где – срок службы механизма
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность
– для шестерни (4.26)
– для колеса (4.27)
где – предел выносливости зубьев при контактном нагружении;
– коэффициент безопасности Sн = 1,1[12];
– коэффициент долговечности;
– для шестерни (4.28)
– для колеса (4.29)
, (4.30)
где - базовое число циклов нагружения;
.
, (4.31)
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность.
– для шестерни (4.32)
– для колеса, (4.33)
где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении;
МПа - для шестерни; (4.34)
МПа – для колеса (4.35)
- коэффициент долговечности
; (4.36)
, 4.37)
где – базовое число циклов нагружения,
.
.
4.6.2 Межосевое расстояние из условия контактной прочности
, (4.38)
где – коэффициент, для прямозубых передач = 495;
– коэффициент ширины зубчатого венца, = 0,40;
= 1050 МПа;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, =1,0
мм.
Принимаем стандартное значение мм
4.6.3 Модуль зубьев
, (4.39)
.
Принимаем .
4.6.4 Суммарное число зубьев шестерни и колеса
, (4.40)
где – угол наклона зубьев, = 0º
.
4.6.5 Число зубьев шестерен
, (4.41)
.
4.6.6 Число зубьев колеса
, (4.42)
4.6.7 Фактическое передаточное число
, (4.43)
.
4.6.8 Диаметр делительной окружности
– для шестерни; (4.44)
– для колеса. (4.45)
мм;
мм.
4.6.9 Диаметр окружности вершин зубьев
, (4.46)
мм;
,
мм
4.6.10 Диаметр окружности впадин зубьев
; (4.47)
мм;
,
мм.
4.6.11 Ширина зубчатых венцов
; (4.48)
мм.
мм,
мм.
4.6.12 Окружная скорость зубчатых колес
, (4.49)
м/с.
4.6.13 Силы в зацеплении:
окружные
, (4.50)
Н;
радиальные
, (4.51)
где – угол зацепления, =20º,
Н.
4.6.14 Контактное напряжение (проверочный расчет)
, (4.52)
где – коэффициент, для прямозубой передачи =436;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, = 1,0;
= 1,0;
– коэффициент динамической нагрузки, = 1,36,
МПа.
Контактное напряжение меньше допускаемого .
4.6.15 Напряжение изгиба (проверочный расчет)
для шестерни
, (4.53)
где – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; – коэффициент формы зуба; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; – коэффициент динамической нагрузки;
для колеса
. (4.54)
МПа;
МПа.
Напряжения изгиба меньше допускаемого .